В. Д. ВАЙНШТЕЙН, В. И. КАНТОРОВИЧ
НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫЕ
ХОЛОДИЛЬНЫЕ УСТАНОВКИ
МОСКВА
ИЗДАТЕЛЬСТВО «ПИЩЕВАЯ ПРОМЫШЛЕННОСТЬ»
1972

УДК 621.56/67
Низкотемпературные холодильные установки. ВАИН-
ШТЕИН В. Д., КАНТОРОВИЧ В. И. 1972.
В книге рассмотрены холодильные машины, применяемые для
получения низких температур (от —30 до —110°С). Приведены
анализ и расчеты различных циклов, а также изложены особенности
реальных схем указанных холодильных машин.
Дана методика расчетов, выполняемых при проектировании
холодильных машин и установок.
На основе современной теории автоматического регулирования
рассмотрены вопросы автоматизации низкотемпературных
холодильных установок.
Таблиц 31, Иллюстраций 150. Список литературы 179 названий.
Рецензенты: Б. С. Вейнберг, Н. Я. Кошкин

ПРЕДИСЛОВИЕ
В Директивах XXIV съезда КПСС поставлена задача
дальнейшего существенного повышения благосостояния советского народа.
С этой целью предусматривается значительное увеличение
производства продуктов питания. При этом изменится и качественный
состав пищевых продуктов. Значительно больший процент в рационе
советских людей будут составлять высококалорийные мясные и
молочные продукты.
Решение этих задач неразрывно связано с развитием
холодильной.техники. Одним из эффективных методов повышения качества
мясных продуктов является понижение температуры, при которой
производится обработка продуктов и их хранение.
Если еще сравнительно недавно для длительного хранения мяса
допустимой считалась температура—10° С, то в настоящее время
в камерах хранения применяют температуры —20н—30° С, а при
замораживании продуктов до —40° С.
Проведенные в 1970 г. исследования1 показали, что обработка
остывшего и парного мяса воздухом температурой минус
100—120° сокращает продолжительность замораживания с 10—24
до 2—3 ч, что значительно улучшает качество продуктов и снижает
их потери.
Многоступенчатые, каскадные и воздушные низкотемпературные
машины начали серийно осваиваться в СССР лишь в пятидесятые
годы, и темпы их производства все время возрастают.
В литературе по холодильной технике вопросы расчетов,
конструирования и особенностей .эксплуатации низкотемпературных
машин освещены недостаточно. Настоящая книга является попыткой
восполнить этот пробел. В ней рассматриваются циклы
низкотемпературных машин, методика расчета и подбора компрессоров и
аппаратов, а также особенности проектирования холодильных
установок. Большое внимание уделяется вопросам автоматизации,
которые рассмотрены с позиции современной теории автоматического
регулирования. Приводятся также справочные данные о свойствах
холодильных агентов, хладоносителей и масел.
Авторы надеются, что данная книга окажется полезным
практическим пособием для инженеров, работающих в области создания
и эксплуатации низкотемпературных установок.
В книге применяется Международная система единиц (СИ).
Во все формулы, приведенные в книге, следует подставлять
величины, выраженные только в когерентных единицах СИ, т. е, в ос-
1 М а р т ы н о в с к и й В. С. и др. Особенности замораживания пищевых
продуктов с помощью воздушных холодильных машин. «Холодильная техника», 1970,
№ 8.
1*
3

новных и производных единицах СИ, которые приведены в
«Основных обозначениях» (в начале книги). Для числовых значений
величин, приводимых в книге без формул (в тексте, на графиках, в
таблицах), применяются наряду с когерентными единицами также
десятичные кратные и дольные от них. Например, холодопроизво-
дител!*ность и мощность должны подставляться в формулы и могут
быть получены из формул в ваттах (Вт), а числовые значения этих
величин (без формул) приводятся как в ваттах, так и в киловаттах
(кВт). В приложении 1 дана таблица для перевода единиц.
Главы I (кроме раздела о циклах воздушных и газовых машин),
II и III (кроме раздела о маслоотделителях и циркуляции масла)
написаны В. Д. Вайнштейном; главы V—IX и раздел о циклах
воздушных и газовых машин I главы написаны В. И. Канторовичем;
глава IV, а также раздел о маслоотделителях и циркуляции масла
III главы написаны авторами совместно.
Авторы выражают благодарность рецензентам канд. техн. наук
Б. С. Вейнбергу и доктору техн. наук Н. Н. Кошкину за ценные
замечания, сделанные при подготовке рукописи к изданию.
Отзывы и пожелания просьба направлять по адресу: 113035,
Москва Ж-35, 1-й Кадашевский пер., д. 12, издательство
«Пищевая промышленность».

Основные обозначения
а = — коэффициент температуропроводности, м2/с
Wp
с — удельная теплоемкость, Дж/(кг-°С)
- ' Ai
ср — то же, при постоянном давлении (ср==—)
с — относительный мертвый объем компрессора (в долях от
объема цилиндра)
D —диаметр цилиндра, м
d — диаметр, м
А V
аэ = — —эквивалентный диаметр сечения, м
F — теплопередающая поверхность, м2
/ —площадь проходного сечения, м2
g-—ускорение свободного падения, м/с2 (g=9,8)
Hyh — высота уровня, напор, м
i — энтальпия 1 кг вещества, Дж/кг
k — коэффициент теплопередачи, Вт/ (м2 • °С)
L — работа, Дж
/ — работа на 1 кг вещества, Дж/кг
/ — длина, м
М — массовый расход, кг/с
N — мощность, Вт
iVe — эффективная мощность (на валу компрессора), Вт
N3 — электрическая мощность, Вт
п — частота вращения, об/мин
Я —периметр проходного сечения, м
р — давление, Па
Q —тепловой поток (количество тепла в единицу времени), Вт
Q0 — холодопроизводительность, Вт
<7о — холодопроизводительность 1 кг агента, Дж/кг
qv— объемная холодопроизводительность, Дж/м3
д_ — плотность теплового потока (тепловая нагрузка на единицу
г
поверхности), Вт/м2
R — газовая постоянная, Дж/(кг«°С)
г — удельная (скрытая) теплота парообразования, Дж/кг
5—ход поршня компрессора, м
s —удельная энтропия (на 1 кг вещества), Дж/(кг-°С)
Т — температура абсолютная, К
t — температура, °С
^вд — воды
/Вз — воздуха
?вс —на всасывании
/к — конденсации
^н —наружная (окружающей среды); на нагнетании
t0e — объекта (камеры, шкафа)
*pi* ^Рг ~~ Рассола на входе и выходе из испарителя
^Р — рассола средняя
^—переохлаждения (перед регулирующим вентилем)
t0 — кипения
V — объемный расход, м3/с
^Км ~~ секундный объем, описанный поршнями компрессора, м3/с
V — удельный (массовый) объем вещества, м3/кг
m — скорость, м/с
х—степень сухости пара, кг/кг
z — число цилиндров компрессора
а — коэффициент теплоотдачи, Вт/(м2-°С)

\ — температурный коэффициент объемного расширения, 1/°С
>~ толщина, м
в — холодильный коэффициент
? *~ коэффициент гидродинамического сопротивления
г\—коэффициент полезного действия компрессора
(энергетический)
к\ — коэффициент динамической вязкости, Па*с
6 — средняя логарифмическая разность температур, °С
Я» — коэффициент подачи компрессора
Я — коэффициент теплопроводности, Вт/ (м • °С)
[I — относительная молекулярная масса
М2
\i = — отношение количества агента, циркулирующего в ступенях
(при рассмотрении циклов)
v = — — коэффициент кинематической вязкости, м2/с
?— коэффициент сопротивления трению
р — плотность, кг/м3
о* — коэффициент поверхностного натяжения, Н/м
г —время, с
о— угловая скорость, 1/с
gd* Ш
qt _ _ критерии Грасгофа
xxd
Nu = -— — критерий Нуссельта
А*
Рг = —~- = —— критерий Прандтля
Л (I
wdp wd
Re = = — критерий Рейнольдса
К] V
Индексы нижние
а — холодильный агент
вд —вода
вз —воздух
вс — при всасывании в компрессор
д — в действительном цикле
к — при температуре (давлении) конденсации
кр — в критической точке
н — наружные условия
н — при нагнетании из компрессора
об — в охлаждаемом объекте
пр — при промежуточном давлении (температуре)
р — рассол или хладоноситель
т — в теоретическом цикле
ср — при средних условиях
р — при постоянном давлении
и —переохлажденная жидкость (перед РВ)
v — на единицу объема
0 — при температуре (давлении) кипения
1 — первая (нижняя) ступень сжатия; параметры на входе;
2 —вторая ступень сжатия; параметры на выходе.
Индексы верхние
' — на нижней пограничной кривой (насыщенная жидкость)
" — на верхней пограничной кривой (сухой насыщенный пар)
6

Обозначения к разделу II
мч-м,
а*
b —- коэффициент рабочего времени (к. р. в.)
К— размерные коэффициенты
к— безразмерные коэффициенты
Ми—нагрузка на объект
н
— — нагрузка в безразмерной форме
но
QH — теплов ая нагрузка
Mv — регулирующее воздействие (QP — тепловое)
Т — постоянная времени
тр> ^н т^ц — время работы, нерабочее, за весь цикл
*и.в —температура на выходе из испарителя
*н#в— температура насыщенных паров, определяемая по давлению на
выходе из испарителя
X — регулируемый параметр
АХ = Х0—X — приращение параметра
х = -— — приращение параметра в безразмерной форме
Х0
дгст —статическая ошибка
У — значение параметра на выходе из регулятора
у — то же, в безразмерной форме
0 — нижний индекс (начальное значение переменной величины)
Сокращения названий основных элементов машин и приборов
ВО — воздухоохладитель
Д (Дк№Дн) — электродвигатель
(компрессора, насоса)
Др — дроссель нерегулируемый
Дт —детандер
ЗУ — задающее устройство
И — испаритель
ИМ — исполнительный механизм
К — камера
Кд —конденсатор
КдИ — конденсатор-испаритель
Км — компрессор AКм, 2Км)
М —манометр
МО — маслоотделитель
Я — насос
Нг — нагреватель
О — осушитель
О Ж — ©тделятель жидкости
ОП — отделитель пара
Ох — охладитель
ПС — промежуточный сосуд
ПХ — промежуточный
холодильник
РВ — регулирующий вентиль
РЕ — расширительная емкость
РО — регулирующий орган
Рс — ресивер
САР — система автоматического
регулирования
ТО —теплообменник (/ГО, 2ТО)
У — уровнедержатель
Ф — фильтр
ФО — фильтр-осушитель
ЦР — циркуляционный ресивер
ЧЭ — чувствительный элемент
ЭС—элемент сравнения

РАЗДЕЛ I
ЦИКЛЫ, КОМПРЕССОРЫ И АППАРАТЫ
ГЛАВА I
ЦИКЛЫ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Для получения низких температур (от —30 до -—90° С) чаще
всего применяют парокомпрессионные машины—одноступенчатые
и многоступенчатые (работающие на одном холодильном агенте)
и каскадные (на двух и более агентах). Для понижения
температуры, достигаемой с помощью машин, работающих на одном агенте,
в качестве нижней ступени сжатия используют эжектор («компрес-
сионно-эжекторные» машины).
При температурах —80° С и ниже наряду с парокомпрессионны-
ми можно применять также воздушные и газовые машины, которые
при температурах ниже —90° С, как правило, оказываются
экономичнее парокомпрессионных .
Самые простые из перечисленных машин — одноступенчатые
парокомпрессионные1, которые долгое время применяли для
получения сравнительно высоких температур (до —30°С). В настоящее
время наблюдается тенденция использовать эти машины для
получения более низких температур (до —60°С). Это достигается
усовершенствованием цикла (переохлаждение жидкости перед
регулирующим вентилем, перегрев всасываемого пара, регенеративный
теплообмен), улучшением конструкции компрессоров (малый
мертвый объем) и применением более эффективных холодильных
агентов, например фреона-502.
ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ ЦИКЛЫ
Одноступенчатый цикл помимо самостоятельного назначения
является составной частью более сложных циклов
парокомпрессионных машин. Поэтому при описании одноступенчатых циклов нами
рассмотрены общие вопросы, необходимые для понимания работы
различных парокомпрессионных низкотемпературных машин, а
также многие важные элементы, применяемые для повышения
эффективности циклов таких машин.
Простейший цикл
Работа холодильной машины по простейшему циклу (рис. 1)
осуществляется следующим образом.
В дальнейшем термин «парокомпрессионные» не применяется.
8

Холодильный агент (рабочее тело, циркулирующее в машине)
кипит в испарителе U при низком.давлении р0 и соответственно при
низкой температуре t0. При этом тепло, необходимое для кипения,
отбирается непосредственно от охлаждаемого объекта или у
промежуточного хладоносителя — рассола. Пары, образующиеся при
кипении, отводятся компрессором Км, который сжимает их до
такого давления /?к> при котором они смогут быть сконденсированы
в результате охлаждения внешней средой (воздухом или водой).
Температура пара при сжатии возрастает.
пар # +&
Рис. 1. Простейший цикл одноступенчатой холодильной машины г
а — принципиальная схема; б —цикл в диаграмме С — lgp (температуры и
давления указаны для одного из возможных вариантов работы на аммиаке).
В конденсаторе Кд перегретый пар охлаждается до состояния
насыщения и конденсируется. Температура конденсации tK
устанавливается на несколько градусов выше температуры
охлаждающей среды.
Жидкий агент из конденсатора через регулирующий вентиль
РВ снова попадает в испаритель. Вследствие большого
сопротивления РВ (проходное сечение его мало) давление жидкости в нем
снижается с рк до /?о (дросселирование). При этом часть жидкости
с высокой температурой /к, которая была перед РВ, при низком
давлении (/?о) превращается в пар. Тепло, необходимое для
парообразования, отбирается от остальной жидкости, которая при этом
охлаждается до температуры кипения t0.
Таким образом, в испаритель поступает и жидкость и пар.
Жидкость кипит, отводя тепло от охлаждаемого объекта, а пар,
образовавшийся при кипении и дросселировании, отсасывается
компрессором.
Для расчетов низкотемпературных холодильных машин строят
теоретический цикл в диаграмме i—\gp (рис. 1,6) с учетом
следующих допущений: процессы в конденсаторе и испарителе —
изобарические (р = const), в компрессоре — адиабатический (s = const),
9

в регулирующем вентиле—изоэнтальпийный (i = const), в
трубопроводах— без потерь давления и теплообмена с окружающей
средой1.
По диаграмме i—lg p можно определить следующие параметры
теоретического цикла:
холодопроизводительность,
q0 = ix — ib =r ix _ /4 Дж/кг; (I—1)
тепловую нагрузку конденсатора
Як = Н — Ч Дж/кг; A—2)
работу сжатия в компрессоре
I = А/ад = ц — i'i Дж/кг; A—3)
объемную холодопроизводительность
?, = — = — Дж/мЗ; A-4)
количество пара, образовавшегося при дросселировании в РВ
(в долях единицы)
* = = — ; A—5)
Ро *5" — *5'
холодильный коэффициент теоретического цикла,
характеризующий его энергетическую эффективность
ет = -г:— =: г • A—6)
Л*ад *«—«1
Зная параметры теоретического цикла, можно определить
основные параметры работы действительной холодильной машины:
холодопроизводительность компрессора
<2о= -«v—r—- *> = v ч; вт, (i-7)
увс
где A3= —действительное количество циркулирующего агента или массовая
УВС
•производительность компрессора, кг/с;
^Км ~~ секундный объем, описанный поршнями компрессора, м?/с;
А» — коэффициент подачи компрессора (учитывающий объемные потери).
мощность, потребляемая компрессором,
Л^^ДВт; A-8)
1 Отклонение действительного процесса сжатия от адиабатического
учитывается рабочими коэффициентами компрессора; потери давления в аппаратах и тру-
бопроводах и теплообмен с окружающей средой учитывают при необходимости
в особой точности расчета. В правильно спроектированной машине эти потери
должны быть невелики.
* Из соотношения (I—7) видно, что величину qv можно рассматривать так
же, как холодопроизводительность компрессора с описанным объемом, равным
единице, без учета объемных потерь (Л—1). Следовательно; qv характеризует
эффективность использования объема компрессора.
10

где т) — к. п. д. компрессора. В зависимости от того, какую мощность
определяют — адиабатическую #ад, эффективную Ne или электрическую Na,
соответственно подставляют: т] = 1, т]е—эффективный к. п. д. или т)э —
электрический к. п. д.;
действительный холодильный коэффициент
ед= ет г\ — —
N
A-9)
Переохлаждение жидкости перед регулирующим вентилем
При отсутствии переохлаждения к регулирующему вентилю
поступает насыщенная жидкость (точка <?, рис. 2). В результате дрос-
ЦР
Рис; 2. Переохлаждение жидкости перед регулирующим вентилем:
а — схема машины с переохладителем; б — сравнение циклов с
переохлаждением и без переохлаждения.
селирования такой жидкости до низких температур снижается хо-
лодопрризводительность из-за большого парообразования.
Парообразование может начаться еще в жидкостном трубопроводе, что
нарушает работу регулирующего вентиля (снижает его пропускную
способность). Поэтому в низкотемпературных холодильных
машинах применяют переохлаждение жидкости (от точки 3 до точки 5).
При этом увеличивается холодопроизводительность {%>Чо) и ЙС~
ключается возможность парообразования перед РВ.
Переохлаждение жидкости можно достигнуть в самом
конденсаторе, в специальном аппарате (переохладителе) или в
регенеративном теплообменнике.
Чтобы переохладить жидкость в конденсаторе, нужно
поддерживать в нем такой уровень, при котором жидкость омывает
нижние ряды труб с холодной водой. Однако при этом жидкость
переохлаждается всего на 2—3°. Эксплуатация такой установки
затруднена, так как требуется строго определенное количество
холодильного агента для заполнения системы и имеется опасность
переполнения конденсатора жидкостью при колебаниях нагрузки.
При переохлаждении жидкости в переохладителях По (рис. 2, а),
которые устанавливают обычно на крупных холодильниках, холод-
П

ную воду, предназначенную для добавления в систему оборотного
водоснабжения, сначала подают в переохладйтель, а затем уже
в конденсатор. При этом достигают переохлаждения иногда до
10° С.
Переохлаждение в регенеративном теплообменнике, т. е. с
помощью холодного пара, поступающего из испарителя к
компрессору, весьма эффективно для фреоновых машин (жидкость
переохлаждают иногда на 25°С).
il9P
Рис. 3. Циклы с малым и большим
перегревом всасываемого пара (индексы «б» и «м»
относятся соответственно к циклам с
большим и малым перегревом).
Перегрев пара, поступающего к компрессору
Влажный или сухой насыщенный пар, попадая в компрессор
низкотемпературной машины, значительно ухудшает его работу.
Некоторые детали компрессора
(например, пластины
всасывающего клапана) из-за
низких температур
приобретают повышенную
хрупкость; большая разность
температур между
отдельными деталями
компрессора вызывает
неравномерную деформацию, которая
изменяет зазоры в
трущихся парах, вызывая
преждевременный износ. При
увеличении содержания
жидкости в паре снижается хо-
лодопроизводительность и
возникает опасность
гидравлического удара. Кроме
того, жидкий хладагент,
попадая в картер, нарушает смазку компрессора.
Переохлаждение компрессора приводит иногда к замерзанию воды и разрыву
водяной рубашки.
Таким образом, в низкотемпературных машинах желательно
иметь возможно больший перегрев всасываемого пара. .
Рассмотрим влияние перегрева всасываемого пара на работу
компрессора. Для этого сравним два цикла: с большим и малым
перегревом (рис. 3). С повышением перегрева (независимо за счет
чего он достигается) q0 компрессора, равная разности энтальпий
всасываемого пара и жидкости после конденсатора, возрастает.
Но одновременно увеличивается и удельный объем всасываемого
пара v\, из-за увеличения которого уменьшается массовая
производительность компрессора Мт = УкмМ кг/с. Таким образом, холо-
допроизводительность компрессора Q^TM = ^M MT и объемная хо-
лодопроизводительность qf* =:qfM/vl с увеличением перегрева
могут увеличиваться или уменьшаться.
Однако холодопроизводительность машины Q™ возрастет
12

лишь в том случае, если теплота перегрева iw—i\u (см. рис. 3)
используется для охлаждения потребителя (перегрев «полезный»).
Если же перегрев пара осуществляется во всасывающем
трубопроводе за счет внешних теплопритоков (перегрев «бесполезный»), то
холодопроизводительность машины
уменьшится (так как vx увеличится, а #ом не изменится).
Наиболее эффективно теплота перегрева используется в
регенеративном цикле.
В табл. 1 приведены результаты сравнительных расчетов
теоретических циклов с большим и малым перегревом для аммиака и
фреонов-12, 22 и 13. Для NH3, Ф-12 и Ф-22 принят режим: tQ =
= —25°С, tK = 30°С и перегревы 5 и 35°С. Для Ф-13 ^о = —80°С,
*к = — 30° С и перегревы 5 и 70° С.
У аммиака с повышением перегрева все показатели ухудшаются:
qv уменьшается на 5,7%, а ет — на 6,1%. Температура нагнетания
возрастает до 170°С, что намного превышает допустимую A45°С).
Поэтому для аммиачных машин применяют минимально возможные
Таблица 1
Показатели циклов
Температура кипения *0> °С
Температура конденсации

Холодопроизводительность холодильного
агента, кДж/кг
Удельный объем на
всасывании vBC, м3/кг
Объемная
холодопроизводительность qv кДж/м3
4
-100 ,%
4v
Температура конца
адиабатического сжатия tH,
°С
Работа адиабатического
сжатия /, кДж/кг
Холодильный коэффици-
Яо
ент 8 = —
—^•100, %
ем
Холодильные агенты и величины перегрева
NH3
| 5° | 35°
1 -25
+30
1125
0,8
1400
100
+ 130
312
3,61
100
1192
0,9
1325
94,3
+ 170
352
3,39
93,9
Ф-12
5°
35°
-25
+30
121,4
0,138
880
100
+47
33,1
3,67
100
139,3
0,158
880
100
+80
38,25
3,64
99,2
! Ф-22
1 5° | 35°
' -25
4-зо
165,2
0,117
1410
100
+70
47,8
3,46
100
185
0,129
1442
102,1
+103
52,8
3,505
101,3
Ф-13
5° | 70°
—80
i -зо
102,5
0,137
749
100
— 1
35,2
2,92
100
139,9
0,187
749
100
+70
47,4
2,95
101,0
13

перегревы E—10°С), при которых исключается попадание к
компрессору жидкости со всасываемым паром.
У фреонов значения qv и ет с ростом перегрева практически не
меняются (в пределах точности расчетов по i—\gp диаграмме),
а температура нагнетания не выходит за допустимые пределы.
Следовательно, для указанны! фреонов теоретические циклы с
большим и малым перегревом равноценны1.
Иная картина наблюдается в действительном цикле.
Как показали многочисленные исследования, коэффициент
подачи К фреонового компрессора с повышением перегрева существенно
возрастает. Так, по данным Е. Вульферта [1], впервые описавшего
это явление A940 г.), коэффициенты подачи (на фреоне-12) в
условиях, близких к рассмотренным, возрастали на 7%, по данным
А. Н. Жеребцова [2] — на 13%. В опытах А. В. Быкова
коэффициенты подачи компрессора ФУС12, работавшего на фреоиах 22 и 502
в режиме t0 =—40°, ?К=40°С при увеличении перегрева с 20 до 50°
повышались на 6%.
Существуют различные объяснения увеличения К с повышением
перегрева.
Например, рост Я объясняют уменьшением содержания
жидкости во эсасываемом паре [8]. Действительно, при попадании
жидкости в компрессор существенно снижается его производительность,
но, как указывалось, это является ненормальностью в работе.
Необходимо сравнивать циклы с малым и большим перегревом без
попадания жидкости в компрессор.
Другое объяснение основано на том, что с повышением
перегрева уменьшается количество фреона, которое выделяется из масла,
возвращающегося со всасываемым паром, так как с ростом
температуры растворимость паров фреона в масле уменьшается [4].
Однако количество масла, циркулирующего в системе, очень мало
по сравнению с количеством циркулирующего фреона. Поэтому
влияние фреона, выделяющегося из этого масла, на
производительность компрессора не существенно [5].
Рост X обосновывают также и тем, что с ростом перегрева
уменьшается цикличная растворимость фреона в масле, т. е. растворение
фреона в масле, которым смазан цилиндр при повышении в нем
давления и выделение фреона из масла при понижении давления [3, 7].
Но и этот фактор, как показал А. Г. Чегликов [6], несуществен. При
испытании пропанового компрессора, работающего без смазки
цилиндров и со смазкой, индикаторные диаграммы не отличались друг
от друга. (По термодинамическим свойствам и растворимости
в масле пропан сходен с фреоном-12). Если бы при работе со
смазкой наблюдалось цикличное растворение, то линия обратного
расширения шла бы более полого.
Объясняют рост X также тем, что с увеличением перегрева
уменьшается возможность дальнейшего подогрева пара во всасывающем
1 Как показал А. В. Быков [112], для фреонов 13В1, 143 и 502 с ростом
перегрева эффективность теоретических циклов существенно повышается.
14

канале компрессора и в цилиндре, т. е. увеличивается коэффициент
подогрева %w [3, 5]. Однако следует учитывать, что с ростом
температуры всасывания возражает и температура нагнетания. Стенки
цилиндров нагреваются, что приводит к подогреву также и
перегретого пара. Таким образом, влияние перегрева на Xw невелико,
особенно в непрямоточных компрессорах, где всасывающий
клапан расположен близко к нагнетательному.
И, наконец, рост К с перегревом объясняли уменьшением
цикличной конденсации агента в цилиндре при всасывании
перегретого пара [3]. Этот фактор является наиболее существенным. .
Поверхность всасывающего клапана, которая занимает
значительную часть внутренней поверхности цилиндра, особенно в
прямоточных компрессорах, всегда холодная. Низкую температуру
имеют также стенки цилиндра с водяной рубашкой. При сжатии
холодильного агента до такого давления, при котором температура
насыщения превышает температуру холодных стенок цилиндра, на
этих стенках начинается конденсация пара. При снижении
давления пара в процессе обратного расширения жидкость со стенок
цилиндра испаряется. При этом линия обратного расширения на
индикаторной диаграмме идет более полого, всасывающий клапан
открывается позднее и коэффициент %с {ем. гл. II) уменьшается.
С увеличением перегрева повышаются температура всасывания и
нагнетания. От соприкосновения с более теплым паром и
вследствие теплопритока от нагретых частей цилиндра температура
поверхности всасывающего клапана повышается, и возможность
конденсации пара на нем уменьшается. Конденсация становится
невозможной при таком высоком перегреве, когда температура
всасываемого пара приближается к температуре насыщения,
соответствующей давлению нагнетания (в случае отсутствия водяной
рубашки).
Существенное влияние конденсации холодильного агента в
цилиндре на коэффициент подачи было экспериментально
подтверждено А. Г, Чегликовым [6]. По результатам обработки
индикаторных диаграмм изменения давления и температуры в цилиндре
определяли изменение массы пара в цилиндре. При расширении из
мертвого пространства масса увеличивалась, что и объяснялось
испарением пара, сконденсировавшегося на стенках цилиндра при
сжатии. С приближением температуры всасывания к температуре
конденсации конденсация пара на стенках цилиндра прекращалась.
Возможность конденсации пара на стенках цилиндра и
связанного с этим ухудшения коэффициента подачи характерна для
холодильного компрессора, что отличает его от газового. Больше
всего влияние конденсации сказывается при работе холодильных
машин на агентах с относительно низкой температурой
нагнетания (фреон-12). При работе на агентах с высокой температурой
нагнетания (например, на аммиаке), приводящей к повышению
температуры всех стенок цилиндра, влияние конденсации
сказывается в меньшей степени. Фреон-22 занимает промежуточное
положение между аммиаком и фреоном-12. У высокооборотных комп-
15

рессоров возможность цикличной конденсации меньше, чем у
низкооборотных. Это связано с уменьшением поверхности цилиндра на
единицу описываемого объема и с уменьшением времени
соприкосновения пара со стенками цилиндра.
Другой особенностью действительных циклов является более
медленное возрастание мощности с перегревом по сравнению с
увеличением коэффициента подачи компрессора. Например, затраты
мощности на трение с перегревом не увеличиваются и могут даже
уменьшаться вследствие понижения вязкости масла при повышении
температуры. Поэтому холодильный коэффициент в действительном
цикле с ростом перегрева возрастает быстрее, чем в теоретическом.
Исходя из указанных соображений, все современные фреоновые
низкотемпературные машины проектируют так, чтобы обеспечить
подвод к компрессору сильно перегретого пара.
При температурах кипения холодильного агента до —25°
применяют температуру всасывания до +15°, при более низких
температурах кипения — до 0° С.
Регенеративный теплообмен
Как было показано, фреоновые машины должны работать с
высоким перегревом пара, поступающего в компрессор.
Рис. 4. Цикл одноступенчатой машины с регенеративным
теплообменником:
а — принципиальная схема; б — цикл в диаграмме i — \g p
Осуществление перегрева пара в испарителе нецелесообразно,
так как снижается эффективность его работы. Кроме того,
перегрев в испарителе ограничен температурой охлаждаемой среды.
В современных фреоновых низкотемпературных машинах пар
перегревается в результате переохлаждения жидкости высокого
давления, для чего в схему машины включают регенеративный
теплообменник (рис.4).
В теплообменнике энтальпия пара возрастает на столько же, на
сколько она понижается у жидкости высокого давления, т. е. на
величину
Ыт = ix — t6 = iB — i4- (I—10)
16

Холодопроизводительность 1 кг агента в данном цикле
увеличилась на теплоту перегрева:
д0 = h — ч = iX — i3. (I—И)
При расчетах цикла ц находят из теплового баланса
теплообменника (формула I—10). При этом температурой пара на
всасывании компрессора (точка /) задаются так, чтобы обеспечить
необходимый перегрев.
Цикл с теплообменником имеет и другие преимущества:
теплопередающая поверхность испарителя работает
эффективно, так как вся она смочена жидкостью;
обеспечивается значительно большее переохлаждение жидкости
по сравнению с тем, которое может быть достигнуто водой, что
полностью устраняет возможность парообразования перед
регулирующим вентилем;
уменьшаются потери холода в окружающую среду через
поверхность всасывающего трубопровода, так как из теплообменника
выходит перегретый пар с относительно высокой температурой (сам
теплообменник обычно располагают около испарителя).
ДВУХСТУПЕНЧАТЫЕ ЦИКЛЫ
С понижением температуры кипения агентов степень сжатия
увеличивается, и коэффициент подачи компрессора
одноступенчатой холодильной машины снижается. Работа ее становится
неэкономичной. При дальнейшем снижении температуры кипения
коэффициент подачи становится равным нулю, т. е. работа одной
ступенью становится невозможной. Для компрессора с мертвым
объемом 4—5% этот предел наступает при pjpo = 20—25, что для фре-
она-22 при tK = 30° соответствует t0 = —56-;—52° С.
Второй причиной, ограничивающей возможность применения
одноступенчатых машин при низких температурах кипения,
является высокая температура в конце сжатия, которая может превысить
допустимые значения.
Холодильный коэффициент теоретического цикла гт при
двухступенчатом и многоступенчатом сжатии всегда выше, чем при
одноступенчатом, причем это преимущество тем больше, чем ниже t0.
При относительно высоких t0y несмотря на больший ет у
двухступенчатой машины, применяют все же одноступенчатое сжатие,
так как требуемый суммарный секундный объем компрессоров при
двухступенчатом сжатии становится больше, чем при
одноступенчатом.
Границы температур кипения, при которых целесообразно
переходить к двухступенчатому сжатию, должны определяться
технико-экономическим расчетом из условия минимальных общих
затрат на получение холода.
Рассмотрим основные циклы двухступенчатого сжатия.
2 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
17

Цикл с одноступенчатым дросселированием
и неполным промежуточным охлаждением
Схема простейшего цикла с двухступенчатым сжатием, а также
изображения этого цикла в диаграммах i—lgp и s—T показаны на
рис. 5. В компрессоре низкого давления 1Км пар сжимается с
давления кипения ро до промежуточного давления /V* затем
охлаждается водой в промежуточном холодильнике ПХ и дожимается
Рис. 5. Двухступенчатое сжатие с одноступенчатым дросселированием
и неполным промежуточным охлаждением;
а —схема; б.— циКл в диаграмме i— р\ в — цикл й диаграмме S^-T.
в компрессоре высокого давления 2Км до давления конденсации /7К.
В остальном описываемый цикл не отличается от простейшего
одноступенчатого цикла (см. рис. 1).
Для сравнения с одноступенчатым циклом на диаграммах
линии сжатия первой ступени 1—2 продолжены до точек 2\ которые
означают конец сжатия в одноступенчатом цикле при тех же
давлениях кипения ро и конденсации рк.
Холодопроизводительность 1 кГ агента в двухступенчатом цикле
та же, что и в одноступенчатом
Работа сжатия равна:
в первой ступени (ступени низкого давления)
Aii = h— hi
во второй ступени (ступени высокого давления)
A-13)
A-14)
18

Суммарная работа сжатия
/2ст = Мг + М2 = (н — н) + (U — *з) • A—15)
Работа эта меньше, чем при одноступенчатом сжатии
'icT^V-'i- (^16)
Экономия в работе при двухступенчатом сжатии по сравнению
с одноступенчатым *в диаграмме s—Т выражается площадью
заштрихованного четырехугольника 2—3—4—2'.
По диаграмме /—\gp видно, что уменьшение работы при
сжатии более охлажденного пара связано с тем, что адиабаты на этой
диаграмме при движении вверх постепенно расходятся и
загибаются вправо. При этом отрезок 4—2f (см. рис. 5,6) всегда больше
отрезка 3—2, и разность энтальпий в начале и в конце сжатия тем
больше, чем выше начальная температура пара (i2,—i*2>4—*з).
Холодильный коэффициент двухступенчатого цикла
е _ д° — д° — '1~~'д п—17)
/2ст Ah + М2 (н — н) + (U — h) *
В связи с уменьшением работы холодильный коэффициент
в двухступенчатом теоретическом цикле выше, чем в
одноступенчатом (на 3—4%).
Поскольку в данном цикле температура, до которой можно
охладить пар после сжатия в первой ступени, ограничена
температурой воды, температура нагнетания второй ступени снижается
незначительно по сравнению с одноступенчатым сжатием. Поэтому
такой цикл для аммиака можно применить при температурах
кипения не ниже —40° С. При более низких температурах применяют
циклы с полным промежуточным охлаждением.
Цикл с одноступенчатым дросселированием
и полным промежуточным охлаждением
В таком цикле (рис. 6) пар, нагнетаемый компрессором первой
ступени 1Кму охлаждается до промежуточной температуры t^p
жидким агентом, кипящим при рщ> в специальном аппарате —
промежуточном сосуде ПС.
В промежуточный сосуд поступает жидкость через
регулирующий вентиль 1РВ, в котором она дросселируется с рк до Рпр.
Основная же часть жидкости, образующейся в конденсаторе
(80—90%), через регулирующий вентиль 2РВ направляется в
испаритель. Дросселирование в 2РВ происходит сразу с /?к до ро
(одноступенчатое) .
Пар, нагнетаемый первой ступенью, можно до поступления
и промежуточный сосуд охладить в водяном холодильнике ПХ,
который на рис. 6 изображен пунктиром.
Количество агента М2> циркулирующего через вторую ступень,
больше, чем через первую Мь на количество пара,
образовавшегося при кипении в промежуточном сосуде и после дросселирования
и 1РВ.
2»
19

Отношение количеств агента М^Мх (обозначим его через (л)
находят из теплового баланса промежуточного сосуда.
Для цикла без охлаждения водой
Mxi% + (М8 — Мг) i7 = M2iA. A—18)
С учетом того, что /7=^6, после преобразований получим
И:
A-19)
Igfii
Рис. 6. Двухступенчатое сжатие с одноступенчатым
дросселированием и полным промежуточным охлаждением:
с —схема: б —цикл в диаграмме * — р (пунктиром изображен процесс сжатия
в верхней ступени при неполном промежуточном охлаждении).
Если рассматривать двухступенчатую машину как две
самостоятельные одноступенчатые, то выражение (I—19), можно
представить как
ц = -
<7ki
<702
A-20)
где <7ki = i2 — ie— теплота конденсации первой ступени, Дж/кг;
<7ог = U — U— холодопроизводительность второй ступени, Дж/кг.
Для цикла с водяным холодильником ПХ в формулу (I—19)
вместо i*2 подставляют /3.
Суммарная работа сжатия в двух ступенях, отнесенная к 1 кг
агента, циркулирующего в первой ступени, для циклов с водяным
холодильником и без него
/ = Мг + \iM2 = (к — h) + И (is — U)-
Холодильный коэффициент
<7о h — Ч
A~21)
A—22)
Мх + \кЫг (i2 — ix) + ц (i6 — i4)
При наличии водяного холодильника \х несколько меньше (так
как меньше выкипает жидкости в промежуточном сосуде при
охлаждении более холодного пара), поэтому ет несколько выше (на
1—3%). Поскольку введение водяного холодильника усложняет
20

установку, а энергетические преимущества невелики, такой холо*
дильник (при наличии промежуточного сосуда) применяют редко.
В цикле с полным промежуточным охлаждением по сравнению
с неполным охлаждением (см. пунктир на рис. 6,6) работа сжатия
1 кг агента во второй ступени меньше (так как температура начала
сжатия ниже), а количество циркулирующего агента больше.
Первый фактор вызывает увеличение ет, а второй — уменьшение. В
целом при полном охлаждении ет несколько выше (на 2—3%).
Однако главное преимущество данного цикла в существенном снижении
температуры нагнетания второй ступени, что позволяет еще более
снизить температуру кипения. Недостаток цикла — большое
парообразование в 2РВ при низких to, что снижает q0 и ет. Так, после
дросселирования жидкого аммиака с ?к=30° (без переохлаждения)
до температур —20°С и —60°С парообразование соответственна
составляет 17,5 и 28%.
Для уменьшения парообразования применяют циклы с
двухступенчатым дросселированием или с переохлаждением жидкости
высокого давления в промежуточном сосуде.
Цикл с двухступенчатым дросселированием
В цикле (рис. 7) через регулирующий вентиль 1РВ в
промежуточный сосуд поступает вся жидкость из конденсатора (в
количестве М2, кг/с). В промежуточном сосуде жидкость кипит, отнимая
I |WhV
Рис. 7. Двухступенчатое
сжатие с двухступенчатым
дросселированием:
и — схема; б — цикл в диагр
ме i — р.
ЦР
в
и
ВЛ~Ч~7!
1 hy
Jm
тепло от пара, нагнетаемого компрессором первой ступени. Однако*
выкипает лишь небольшая часть жидкости. Остальная жидкость
(Mi кг/с), охлажденная до tup, направляется к регулирующему
вентилю 2РВ, в котором она дросселируется с рПр до ро.
В цикле без водяного промежуточного холодильника ПХ
отношение количества агента, циркулирующего во второй ступени, к
количеству агента, циркулирующего в первой ступени, определенное
из теплового баланса промежуточного сосуда
^^ = ii=i\ (I-23>
Mi
При наличии водяного холодильника в формулу (I—23) вместо
i>2 подставляют f3.
21

Холодильный коэффициент для цикла с водяным
холодильником и без него
е « й = : llZZ ig (I_24)
Сравним холодильные коэффициенты циклов. С
двухступенчатым и одноступенчатым дросселированием (см. рис. 7, б, на
котором линия 6—10 соответствует одноступенчатому
дросселированию). В цикле с двухступенчатым дросселированием значение qq
больше (из-за более низкой температуры жидкрсти перед РВ),
что увеличивает ет. С другой стороны, больше и |х, так как
числитель в формуле (I—23) больше, чем в формуле (I—19), что
уменьшает ет. В целом, при двухступенчатом дросселировании гт всегда
больше, так как пар, образующийся при дросселировании от рк
до рпр, сжимается только компрессором второй ступени 2Км. При
одноступенчатом дросселировании этот же пар сначала транзитом
проходит через испаритель, затем сжимается компрессором первой
ступени 1Км и только после этого поступает к 2Км. Это снижает
холодопроизводительность компрессора первой ступени и
увеличивает затрату мощности на сжатие в нем пара.
Результаты сравнительных расчетов рассмотренных вариантов
циклов в режиме /о==—40° С, tK=30°C (для аммиака) приведены
в табл. 2. При расчетах принимали: /Пр=—10°С; температура
пара после промежуточного холодильника ПХ ?з=30°С; перегрев
пара после испарителя и переохлаждение жидкости после
конденсатора равны нулю.
Из табл. 2 видно, что цикл с двухступенчатым
дросселированием энергетически самый экономичный. Однако эксплуатация уста-
Таблица 2
Показатели эффективности
циклов аммиачных
машин
Температура конца
адиабатического сжатия, °С
М%
Отношение ]ы — ——
Mi
Холодильный
коэффициент ет
То же, в % по
отношению к одноступенчатому
циклу
Одноступенчатое
сжатие
165
2,45
100
Двухступенчатое сжатие
Одноступенчатое дроссели-
)ование
Неполное

промежуточное
охлаждение
140
1
2,54
103,7
Двухступенчатое
дросселирование
Полное промежуточное охлаждение
Без
охлаждения
водой
87
1,13
2,6
106,1
С
охлаждением
водой
87
1,089
2,65
108,2
Без
охлаждения
водой
87
1,295
2,83
115,5
С
охлаждением
водой
87
1,254
2,88
117,5
22

новок с машинами, работающими по данному циклу, не всегда
удобна в связи с возможным парообразованием из-за отсутствия
переохлаждения жидкости перед 2РВ. Поэтому в схемах, где
существенна потеря давления в трубопроводе перед 2РВ, следует
применять цикл с переохлаждением жидкости высокого давления.
Цикл с переохлаждением жидкости
высокого давления в промежуточном сосуде
Через регулирующий вентиль 1РВ (рис. 8) в промежуточный
сосуд подается лишь небольшая часть жидкости (М2—М\) для
гкм
kl9P
1 1Км
Рис. 8. Двухступенчатое сжатие с переохлаждением жидкости
высокого давления в промсосуде:
а — схема; б — цикл в диаграмме i — р.
восполнения той, которая в нем выкипает. Основной же поток
жидкости высокого давления (М\) направляется в змеевик,
расположенный под уровнем жидкости в промежуточном сосуде.
Если бы жидкость в змеевике охладилась до температуры
в промежуточном сосуде /Пр, то ет такого цикла был бы таким же*
как и в цикле с двухступенчатым дросселированием. В
действительности из-за ограниченности теплопередающеи поверхности
змеевика температура жидкости перед 2РВ несколько выше tUp
(на 3—5°, см. рис. 8,6). Поэтому ет такого цикла несколько
ниже, чем при двухступенчатом дросселировании (на 1—2%). Кроме
того, конструкция промежуточного сосуда со змеевиком сложнее.
Поэтому данный цикл целесообразно применять лишь в том
случае, если необходимо жидкость высокого давления подавать к
потребителям холода, находящимся на большой высоте и большом
расстоянии от машинного зала, так как при этом
парообразование перед РВ не начнется.
Приняв обозначения точек из рис. 8, данный цикл можно
рассчитывать по формулам (I—23) и (I—24).
23

Циклы фреоновых двухступенчатых
низкотемпературных машин
Рассмотренные выше циклы применяют в основном для
аммиачных установок, хотя известны случаи применения их на фрео-
не-22.
Однако чаще фреоновые циклы имеют некоторые особенности.
В связи с выгодностью перегрева всасываемого пара в схему
«фреоновых машин включают регенеративный теплообменник.
а
Рис. 9. Двухступенчатая машина ФДС-20М на фреоне-22:
а — схема; б — цикл в диаграмме i — lg p.
Учитывая, что при сжатии фреонов температура пара
поднимается не столь высоко, как у аммиака, промежуточное охлаждение
осуществляют, как правило, только водой. Однако промежуточный
•сосуд в схеме сохраняют, оставляя за ним лишь функцию
переохлаждения жидкости высокого давления до температуры, близкой
к промежуточной. Конструктивно такой сосуд выполняют в виде
теплообменника.
Наиболее распространенный цикл, применяемый в
отечественных двухступенчатых фреоновых низкотемпературных машинах,
показан на рис. 9.
Компрессор первой ступени 1Км сжимает пар (Mi) с давления
Ро до Рдр (процесс 1—2). Пар охлаждается водой в холодильнике
ПХ до точки 3, а затем температура его снижается до точки 4, так
как к нему добавляется холодный пар из теплообменника 2ТО
(точка 10). После сжатия пара в 2Км (в количестве М2) и
конденсации жидкий агент переохлаждается сначала в
теплообменнике 1ТО примерно до 0° паром низкого давления, который идет
из испарителя, а затем в 2ТО жидкостью, кипящей при /?пр. После
переохлаждения в 2ТО (точка 8) часть жидкости (М2—М\)
дросселируется в 1РВ с /?к До /7пр и направляется в 2ТО. Пар, образу-
24

ющийся при кипении в 2Т0 (точка 10), отсасывается
компрессором 2Км. Основной же поток жидкости (Mi) из точки 5
дросселируется в 2РВ с рк до /?0 и поступает в испаритель. Пар из
испарителя перегревается в 1ТО и отсасывается компрессором
Жидкость для дросселирования в 1РВ в данной схеме взята
после переохлаждения в 2ТО, что термодинамически равноценно
отбору жидкости перед промежуточным сосудом (см. рис. 8).
Схему с отбором жидкости после теплообменника применяют обычно
в том случае, если теплообменники IT О и 2ТО конструктивно
объединены в один аппарат.
Для расчета строят цикл в диаграмме i — Igp следующим
образом.
Точки 12 и 10 берут на верхней пограничной кривой-
соответственно при давлении кипения р0 и промежуточном /?Пр (сухой
насыщенный пар), либо задавшись небольшим перегревом B°).
Температуру всасывания в компрессор первой ступени (точка
/) принимают обычно 0°С, т.е. из условия обеспечения
достаточно высокого перегрева.
При проектном расчете необходимо выбрать поверхность
теплообменника 1ТО так, чтобы она была достаточной для
обеспечения принятого перегрева. При расчете же существующей машины
после расчета цикла необходимо проверить, достаточна ли
поверхность теплообменника 1ТО, чтобы передать тепло, необходимое
для подогрева пара до принятой температуры. Если поверхность
IT О окажется мала, и принятый перегрев (до U) не
обеспечивается, то задаются другой, более низкой температурой всасывания.
Положение точки 2 определяют на пересечении адиабаты,
проведенной из точки 1 и линии промежуточного давления рПр (метод
определения рпр указан на стр. 27).
Температуру в точке 3 определяют из условия возможности
охлаждения пара водой в промежуточном холодильнике ПХ, т. е.
равной 30—35° С. Возможность получения принятой температуры
должна быть подтверждена соответствующим расчетом
промежуточного холодильника.
Состояние точки 6 принимают на нижней пограничной кривой
при давлении рКу либо с учетом небольшого переохлаждения,
достигаемого в конденсаторе (не больше 2°). Состояние точки 8
определяют исходя из того, что недорекупорация на холодном конце
теплообменника 2ТО должна составлять примерно 5°, т.е.
*8^пр + 5. A—25)
Правильность выбора температуры t$ должна быть
подтверждена соответствующим расчетом теплообменника 2ТО.
После того, как задались указанными величинами, вычисляют
остальные параметры цикла.
Для нахождения отношения \х =—- удобнее всего составить
тепловой баланс системы, состоящей из теплообменников 1 ТО
25

и 2Т0 и регулирующего вентиля 1РВ (на рис. 9, а обведена
пунктиром). Составление теплового баланса какого-либо одного
теплообменника не даст возможности определить |л, так как не известно
состояние точки 7.
В указанную систему входит жидкость в количестве Мч (точка 6)
и пар в количестве М\ (точка 12). Из системы выходит
жидкость (точка 8) в количестве Ми пар, определяемый точкой / в
количестве Ми а также пар, определяемый точкой 10 в количестве
Мъ—Ми В соответствии с этим уравнение теплового баланса
имеет вид
МЛ + Mxil2 = MtiB + МгН + (М2 - Мг) t10, (I—26)
откуда
М1Д См-/а)-.Ц-<») л A„27)
Для нахождения состояния точки 7 составим тепловой баланс
теплообменника IT О
М2 (н - h) = Mi (ti - Ы» A-28)
откуда
h = te — — (t'i - f'12). A—29)
И*
Состояние точки 4 находится из уравнения теплового баланса
в точке смешения
МгН + (М2 - Мг) i10 = M2ii9 (I-30)
откуда
*4 = —+ (l+—W A-31)
Для нахождения состояния точки 5 (последней неизвестной
точки цикла) проводят адиабату из точки 4 до давления
конденсации.
Холодильный коэффициент теоретического цикла:
Яо t'l2" *g /т QOS
8 _, -_ ш (j—32)
Д*1 + ИД*2 A*2 — l'l) + ^ (i6.— U)
По рассмотренному циклу работают низкотемпературные
фреоновые машины ФДСЮМ и ФДС20М на фреоне-22 при /0 до
—80° С (см. гл. II).
ОСОБЕННОСТИ РАСЧЕТОВ ДВУХСТУПЕНЧАТЫХ ЦИКЛОВ
При построении двухступенчатых циклов в диаграммах i—lgp
величина промежуточного давления рПр часто бывает неизвестна.
При известных давлениях рк и ро ее можно рассчитать. Для
машин, работающих при различных температурах кипения to,
расчеты циклов сложнее, так как необходимо находить рПр для каждого
26

значения t0. Методы определения рПр и расчеты циклов при
переменных /о рассмотрены ниже.
Имея возможность провести указанные расчеты, можно
определить оптимальные границы применения двухступенчатых циклов.
Определение промежуточного давления
При заданных значениях давления конденсации рк и кипения-
ро в выбранном цикле величина рПр зависит от соотношения
описанных объемов компрессоров верхней и нижней ступеней V^MJ
Пусть при заданных значениях Vkmi и Vkm3 установилось
определенное значение /?пр. Если затем увеличить Укщ (например,
увеличением числа оборотов компрессора первой ступени), то рцр.
начнет возрастать, так как в промежуточный сосуд подается боль- v
ше пара, чем отсасывает вторая ступень. Однако из-за увеличения
отношения давлений рПр//?о коэффициент подачи первой ступени
Х\, а значит и производительность компрессора М\ будут
снижаться. Производительность же компрессора второй ступени М2 будет
увеличиваться вследствие снижения отношения давлений рк/рщн
а также из-за уменьшения удельного объема всасываемого пара.
Поэтому рост /?Пр будет замедляться, и оно примет новое бодее^
высокое значение.
При поверочном расчете, когда известны VkMi и Fkm2, для
определения промежуточного давления можно рекомендовать
следующие графические сйособы.
1 способ. рПр определяется пересечением характеристик
компрессоров.
Задаваясь различными значениями рПр, находим
производительность компрессоров первой и второй ступеней
VKm Х-
Мг = кг/с A-33)
И
М2-^^-2кг/с. A-34*
V
вс2
При определении М\ постоянны t0 и vBcU а при определении Л1!2,
постоянна tK.
На график в координатах М, рПр (рис. 10, а) наносим
значения М2 и величину Ми умноженную на отношение [1Ц=—- ,най-
денное из расчета цикла. Точка А пересечения двух кривых и
определяет искомое рПр.
Величину \1Цу которая мало зависит от /?пр, можно вычислять
лишь для двух крайних значений puv.
2 способ. На графике в координатах |ы, /?Пр (рис. 10,6)
наносим линии отношения производительностей |ыкм и (ыц. Для построе-
2?

ния кривой |iKM =М2/М1 значения М2 и М{ находим по формулам
A—33) и A—34), а значения ^определяются из расчета цикла.
Точка пересечения ^Км и цц определяет рпр.
При расчете задаются значением pnpi и наносят на график
полученные значения \хКщ и \xnt (см. рис. 10,6). Затем задаются
вторым значением рпр ' (если \хКщ <^, то Рир2>рпр) и наносят
на график соответствующие значения \хКщ и \х .
Точка Л на пересечении прямых определяет приближенное
значение рпр. Для уточнения его вычисляем цКМз при р и по
Мкиг
Muz
Pnpl Pnp
Рис. 10. Графические методы определения промежуточного
давления:
а —в координатах М, рпр; б— в координатах \i, p
'пр.
трем точкам строим плавную кривую цКм. Пересечение этой
кривой с прямой ^ц (точка А') указывает с достаточной точностью
значение рпр.
Для циклов без промежуточного отбора пара, у которых Л42=
=МХ (|лц=1), расчеты упрощаются. Например, на рис. 10, б
вместо КрИВОЙ Aц ПрОВОДЯТ ГОрИЗОНТаЛЬНуЮ ЛИНИЮ |1ц=1.
Для аммиачных машин рПр можно находить по номограммам
[10, стр. 161]. Однако значения рпр будут приближенными, так
как при этом не учтены фактические значения X для данных
компрессоров.
В проектном расчете, когда требуется подобрать компрессоры
первой и второй ступеней для обеспечения данной холодопроизво-
дительности машины, рПр следует принимать так, чтобы обеспечить
наибольшую экономичность.
Отклонение рпр от оптимального значения приводит к
увеличению суммарной работы сжатия, уменьшению холодильного
коэффициента 8 и увеличению суммарного объема компрессоров.
Для достижения минимальной работы сжатия рщ> обычно
выбирают из условия
Рпр = Урк Ро • A—35)
28

Эта формула выведена для теоретического цикла, у которого
количества сжимаемого газа и температуры всасывания обеих
ступеней равны (М\=М2 и ?BC1 = /BC2).
В двухступенчатых холодильных машинах обычно M2>Mi
и /вс2>^всь поэтому минимальная работа сжатия оказывается при
более высоких значениях рПр:
Рпр = АУркр0. A-36)
В теоретическом цикле коэффициент А лежит в пределах 1 -5-
: 1,6 и зависит от цикла, холодильного агента и режима.
Например, для фреона-22 при t0=— 60° С, *K=30°, |х=1,2, ^вс1 = 0°,
/пс2 = 20° коэффициент Л = 1,4 -г- 1,5; для NH3 в циклах без
промежуточного охлаждения водой при t0 =—35° и /к=30° Л =1,02 -ь
:-¦ 1,06, а при наличии водяного холодильника Л = 1,2 -ь 1,5*.
Увеличение коэффициента Л в последнем случае связано с тем, что
охлаждение водой возможно только при высоких /?Пр, когда
температура нагнетания первой ступени выше температуры воды.
Однако отклонение рпр от оптимального значения мало
отражается на холодильном коэффициенте. Так, для указанных циклов
на фреоне-22 и аммиаке увеличение или уменьшение /?Пр в 1,5
раза снижает холодильный коэффициент не более чем на 4%.
В действительном цикле малое влияние рПр на е сохраняется,
так как»значения эффективных к. п. д. компрессора мало зависят
от отношения давлений (см. гл. II). Однако значение Л несколько
меньше, так как эффективный к. п. д. у компрессора первой
ступени ниже, чем у компрессора второй ступени.
Суммарный описанный объем компрессоров 2Vkm=Vkm1 +
+ Укма оказывает не меньшее влияние на экономичность
установки, чем холодильный коэффициент. При увеличении SVkm
возрастают размеры или количество компрессоров, что влечет за
собой увеличение производственных площадей, а также требует
увеличения затрат на обслуживание и ремонт.
Суммарный объем компрессоров ЕУкм более существенно
зависит от выбора рпр. Оптимальное значение рПр, при котором
2ККм минимальный, найденное из расчета действительного цикла
на фреоне-22 с поршневыми компрессорами (t0 = —60°, ?к = 30°, [х =
^=1,2, Х\ и %2 — по рис. 32, 33) равноУ^рорк. Отклонение рПр от
оптимального значения в 1,5 раза увеличивает ЕУкм на 15—20%.
При to ниже —60° С коэффициент Л становится меньше
единицы, так как коэффициент подачи в первой ступени уменьшается
быстрее, чем во второй.
Для установок с ротационными компрессорами,
используемыми в качестве поджимающих, коэффициент Л несколько выше, так
как у ротационных компрессоров % мало зависит от отношения
давлений.
* Данные по фреону-22 — по расчетам авторов, по аммиаку — по
результатам расчета Б. С. Вейнберга [9].
29

В целом, поскольку рПр оказывает на SVkm большее влияние,
чем на е, наиболее экономичная работа достигается при
Рпр=--@,9 + 1,3I/р0рк-. A-37)
Для более точного определения оптимального pup задаются
различными значениями /?Пр, для которых подсчитывают
требуемые объемы Укщ и Vkm2, определяют мощности в каждой
ступени и строят зависимости г=}(рщ>) и EVkm =f(pnp), нанося их
на один график.
В особо ответственных случаях строят зависимость от рПр
суммарных эксплуатационных затрат (см. стр. 36—39).
Оптимальное значение рПр находят в точках минимума.
Однако обычно не удается подобрать точное отношение
объемов компрессоров, обеспечивающее оптимальное значение рпр, так
как объемы компрессоров нельзя выбирать произвольно. Обычно
компрессоры для низкотемпературных машин не создаются
специально, а выбираются из существующих рядов. Кроме того,
холодильные машины, как правило, рассчитывают для работы не при
одной температуре кипения, а в некотором диапазоне./Между тем
для каждого значения to (при данной ?к), чтобы получить
оптимальное значение рпр отношение объемов VkmJV^ должно
быть своим.
Поэтому Vkm2/VkMi подбирают таким, чтобы рПр было по
возможности ближе к оптимальному в среднем (или наиболее
вероятном) режиме.
Когда объемы компрессоров выбраны, необходимо определить
рщ> в крайних режимах диапазона (методом поверочного расчета)
и убедиться, что в каждой ступени разности и отношения
давлений, а также температуры нагнетания лежат в допустимых
пределах.
Расчет циклов при различных температурах
кипения и конденсации
Для расчета циклов низкотемпературных машин, работающих
при различных температурах кипения, строят характеристики
двухступенчатого компрессора, т. е. зависимости его холодопроизводи-
тельности и мощности от температур кипения и конденсации. Для
построения таких характеристик необходимо знать секундные
объемы каждой ступени У^щ и У^щ, значения рабочих
коэффициентов во всем диапазоне работы и цикл машины, определяющий
отношение количеств агента, циркулирующего через вторую и
первую ступени (\1Ц=М2/М\). '
Для построения зависимости Q0—*о можно предложить
следующий графический метод. В координатах Q0—/о для нескольких
tnp (рис. 11, а) строим характеристики компрессора первой ступени
Qoikm = —7— <70 <для 'пр = const) • №—38>
увс1
30

Для каждого значения промежуточной температуры ?Пр
получим свою кривую. На этом же графике строим условные
характеристики компрессора второй ступени
<?02Км = '— ?о (Для tup = const). (I—39)
увс2 Нц
Для определенной температуры конденсации tK каждому
значению /др соответствует почти горизонтальная линия, так как с
изменением to меняется лишь q0 (иногда и |1ц), причем незначительно.
Точки 7, 2, 3 и 4 на пересечении характеристик первой и второй
а —метод построения; б —учет потерь.
ступеней (на одинаковых значениях /Пр) и дают искомую
зависимость холодопроизводител ьности двухступенчатого компрессор а
от U для выбранной tK (например, /К=20°С). Для получения
зависимости Qo Aкм+2км) от t0 для другой tK надо построить еще
семейство кривых Qo2Km и найти их точки пересечения с теми же
кривыми Qoikm. Получим зависимость Qo(ikm+2Km) от t0 при /к=30°
и т.д.
График, показанный на рис. 11, а, но без вспомогательных
горизонтальных кривых, целесообразно представлять в
эксплуатационной документации, так как он позволяет для любого режима
(to и tK) определить и /?Пр. Эта характеристика относится к
параметрам всасывания, т. е. не учитывает потерь во всасывающем
трубопроводе («Q0брутто»). Поскольку ро выше, чем /?вс, а также
имеются дополнительные потери холода через всасывающий
трубопровод и поверхность испарителя (при рассольном охлаждении),
то холодопроизводительность, отнесенная к параметрам
испарители Q0нетто будет несколько ниже (см. рис. 11,6).
Для построения характеристик двухступенчатого компрессора
по мощности, например МеAКм+2Км)=/(tQ, tK), находят по графику
31

(рис. I—11, а) для каждого режима (t0, 4) значение tnv и затем
определяют мощность каждой ступени по формуле (I—8)
„е=^адВт; A_40);
Tie
после чего находят суммарную мощность.
При проектировании рядов машин можно не рассчитывать
характеристики отдельных компрессоров, а строить обезличенные
характеристики, приняв для компрессора низкого давления объем
Ккмх =1 м3/с При этом объем компрессора высокого давления
будет численно равен отношению Vkm2/VkMi [15].
Строя характеристики для различных VknJ^km!, определяют,
при каком из них получаются наиболее оптимальные результаты.
Построение характеристик машины в зависимости от внешних
параметров (температур охлаждающей и охлаждаемой среды)
рассмотрено в гл. IX.
Определение верхней границы применения
двухступенчатых циклов
При снижении температуры кипения до некоторого предел!
в машине создаются такие условия, при которых работа одной
ступенью становится неэкономичной или невозможной. Границщ
применения одноступенчатых, машин определяются следующими
условиями:
— разность давлений нагнетания и всасывания не должна
превосходить значений, допустимых для данного компрессора, исхода
из его прочности;
— температура в конце сжатия не должна превышать допусти*
мых значений, выше которых нарушаются условия смазки
компрессора;
— выбранная машина должна быть наиболее экономична, т. е,
суммарные затраты на ее эксплуатацию (электроэнергию,
обслуживание, амортизацию, ремонт и пр.) — минимальны.
Отношение давлений нагнетания и всасывания, часто такж&
рассматриваемое в качестве показателя, определяющего границу'
перехода от одноступенчатого к двухступенчатому сжатию,
самостоятельного значения не имеет. С увеличением отношения давле*
ний возрастает температура нагнетания и снижается коэффициент
подачи и другие рабочие коэффициенты, т. е. снижается
экономичность машины.
Рассмотрим подробнее каждое из указанных трех условий.
Разность давлений нагнетания и всасывания. Для выпускаемых
в настоящее время блоккартерных компрессоров, применяемые
в низкотемпературных машинах, допустимая разность давлений
А/?тах составляет 1,18 МПа для NH3 и фреона-22 и 0,78 МПа —
для фреона-12 и поджимающих компрессоров.
Горизонтальные оппозитные компрессоры могут работать при
Дртах=1,37 МПа, а у поршневых компрессоров нового ряда, ос-
32

ваиваемых в настоящее время, допустимое значение Дртах=
= 1,67 МПа.
Наинизшие температуры кипения для различных холодильных
агентов при одноступенчатом сжатии, определяемые допустимой
разностью давлений, приведены в табл. 3.
Таблица 3
Холодильный
агент
Фреон-12
Аммиак
Фреон-22
Фреон-143
Фреон-502
/к,«с
30
35
40
30
35
40
30
35
40
30
35
40
30
35
40
рк, МПа
0,74
0,85
0,96
1,17
1,35
1,56
1,2
1,37
1,55
1,4
1,64
1,86
1,32
1,5
1,68
Наинизшая температура кипения, °G, для компрессоров
с допустимой разностью давлений Дртах» МПа
0,78
—41
—16
—
—
—
_
—
—
—
—
—
—
—
—
1,18
1,37
1,67
Не ограничена
То же
»
*
—22
—3
-66
-26
—8
—28
—8
+5
—37
— 17
—4
Не ограничена
—21
Не
ограничена
Не ограничена
То же
—29
-60
—23
—6
Не
ограничена
То же
» »
—31
Не ограничена
—41
—18
Не
ограничена
-75
Из табл. 3 видно, что для выпускаемых блоккартерных
компрессоров (Д/?тах=1Д8 МПа) при температуре конденсации 30° С
(обычно принимаемой в качестве расчетной для
низкотемпературных машин) аммиак и фреон-22 можно применять при
одноступенчатом сжатии практически без ограничения. Однако для машин
с конденсаторами, охлаждаемыми воздухом либо теплой водой
(в жарких районах), т.е. при более высоких tK область
применения этих агентов сужается. Например, для фреона-22 при tK=3S°C
tQ не должна быть ниже —26° С. В этих случаях для
компрессоров, предназначенных для фреона-22, можно применить фреон-12,
однако холодопроизводительность при этом существенно снизится.
Применение новых компрессоров (Дртах=1,67 МПа)
позволит расширить область применения фреона-22 и даст возможность
использовать новые агенты (фреоны-143, 502 и др.) с более
высокой объемной холодопроизводительностью.
3 В. Д. Вайнштейн, В? И, Канторович
33

Температура нагнетания. Ограничение температуры
нагнетания вызвано ухудшением свойств смазочных масел при высоких
температурах — снижением вязкости и химической стабильности,
Допустимая температура нагнетания tEm2iX для компрессоров
разных типов находится в пределах от 135 до 150° С.
Возможность применения аммиака в одноступенчатых
машинах из-за высоких температур нагнетания ограничивается
температурами кипения порядка —20 -s 30° С. Для фреонов этот
предел значительно ниже (до —50 -s 70°С).
Таким образом, для
фреоновых машин как разность
давлений, так и
температура нагнетания обычно не
являются факторами,
ограничивающими
применимость одноступенчатого
сжатия для получения
низких температур.
Следовательно, единственным
фактором, характеризующим
применимость
одноступенчатого сжатия для
фреоновых машин, является
экономичность установки,
которая определяется главным
образом требуемым
объемом компрессоров и
расходом электроэнергии.
Рис. 12. Сравнение
эффективности одноступенчатых и
двухступенчатых циклов на
аммиаке:
а — объемы компрессоров на
1000 кДж холода; б—удельный
расход электроэнергии; в — суммарные
расходы. Пунктирные линии отно-
-60-50 -щ -зо -20 -ю 0 t„'c r&> '50 -W -39 -2Q -Ю 0 V* сятся к теоретическим циклам.
а g сплошные — к действительнымг
Объемы компрессоров. В теоретическом цикле требуемый
секундный объем компрессоров при двухступенчатом сжатии всегда
больше, чем при одноступенчатом, так как необходим
дополнительный объем на повторное сжатие пара. В действительном цикле
при понижении температуры кипения коэффициенты подачи
одноступенчатых компрессоров резко падают, что приводит к
значительному увеличению необходимых объемов. При двухступенчатом
сжатии из-за уменьшения отношения давлений в каждой ступени
коэффициенты подачи оказываются значительно выше, чем в
одноступенчатом компрессоре. В результате при температуре
кипения ниже определенной величины (точки А на рис. 12, а и 13,6)
для получения той же холодопроизводительности требуемый сум-
34

марный объем двухступенчатого компрессора становится меньше,
чем у одноступенчатого.
Объемы, описанные поршнями компрессоров, требуемые для
получения 1000 кДж холода при различных температурах
кипения, можно определить по формулам:
при одноступенчатом сжатии
1000i;BC
V1CT = т^мз/1000 кДж, A-41)
<7оЛ
Рис. 13. Сравнение
эффективности одноступенчатых и
двухступенчатых циклов на фрео-
не-22:
а — удельный расход
электроэнергии; б — объемы компрессоров на
1000 кДж холода; в — суммарные
расходы. Условные обозначения —
как на рис* 12
/ 1000 Kim
I
V
| S
\
\
\
2щ
}
рвни
/1 ступень
\^А
Г
р^!
У
rL
.. ^
'ступень
^
•50 -40 -Л -Я? -10 0 t0X
а
,2сп
j/neHL
1с
'
ту
net
В
'6
$6 -5$ -# -39 -20 -10 0 tfl -69-50 -W
б
при двухступенчатом сжатии
-30 '20 -10
8
0 UC
1000 /»ВС1
^гст = —
^'
м3/1000 кДж,
A-42)
где q0 и |ы = M2/Mi — определяют из расчета циклов.
При расчетах циклов для построения графиков на рис. 12 и 13 принято:
двухступенчатый цикл — с полным промежуточным охлаждением и двухступенчатым
дросселированием без охлаждения водой (см. рис. 7); промежуточное давление
Рвр = |//?оРк; перегрев на всасывании обеих ступеней 5° С; переохлаждение во-
35

дои до 25° С; коэффициенты подачи обеих ступеней по графику рис. 32 и 33;
индикаторные коэффициенты компрессоров — по графику рис. 37; мощность трения
Л^р^ЗбУ^ кВт; холодильный коэффициент вычислялся по электрической
мощности; к. п. д. электродвигателя равен 0,9.
Из рис. 12, а видно, что точка пересечения кривых,
определяющих величину требуемого объема компрессоров в действительном
цикле, для аммиачных машин соответствует температуре кипения
минус 20°С, а для фреона-22 — минус ЗГС (рис. 13,6).
Расход электроэнергии. Затраты на электроэнергию Рэ
определяются холодильным коэффициентом в действительном цикле.
Для удобства последующих экономических расчетов будем
пользоваться величиной, обратной холодильному коэффициенту
s = — , т. е. удельным расходом электроэнергии (на получение
8
единицы холода).
На рис. 12,6 и 13, а показаны результаты определения
удельного расхода электроэнергии для аммиака и фреона-22 при
одноступенчатом и двухступенчатом сжатии в диапазоне температур
кипения от —40° до +10° G и температуре конденсации 30° С.
Удельный расход электроэнергии в теоретическом цикле при
двухступенчатом сжатии всегда меньше, чем при одноступенчатом.
Эта выгода двухступенчатого сжатия еще больше сказывается
в действительном цикле, но только при низких температурах. При
высоких же температурах кипения, порядка +10° и выше (точки
Б пересечения кривых на графиках), удельный расход
электроэнергии становится ниже при одноступенчатом сжатии.
Объясняется это увеличенными затратами мощности на трение при
двухступенчатом сжатии, что связано с увеличенным суммарным объемом
компрессоров. Отсюда видно, что если бы выбор типа
компрессоров определялся только расходом электроэнергии, то при
температуре кипения ниже +10° С применяли бы только
двухступенчатое сжатие.
На самом деле помимо удельного расхода электроэнергии на
экономичность машины влияют еще расходы на техническое
обслуживание и амортизацию. Эти расходы зависят от размеров
компрессоров и их количества. Так как при относительно высоких
температурах объем компрессоров при двухступенчатом сжатии
больше, то верхний температурный предел выгодности
двухступенчатого сжатия понижается. Более точное значение этого
предела может быть найдено расчетом суммарных затрат на
эксплуатацию.
Стоимость эксплуатации. Для сравнения экономичности
двухступенчатого и одноступенчатого циклов определим суммарные
затраты на эксплуатацию для рассмотренных примеров (см. рис.
12 и 13).
Общие расходы на получение 1000 кДж холода [11]:
Яиоокдж « ^э + Рвд + ^об + Рам КОП/1000 «**> ^^
гдеРэ, Рвд> ^оби Рам —Расх°Ды на электроэнергию, воду, обслуживание (вклки
чая ремонт) и аммортизацию.
36

рвд = л 10А, \ коп/1000 кДж. A—45)
Расходы на электроэнергию
Р9 = 1000s3 Цэ коп/1000 кДж. A—44)
Удельный расход электроэнергии на 1 кДж холода 5Э берем по
графику (см. рис. 12,б и 13,а).
Цена промышленной электроэнергии (применительно к
Москве) Дэ=0,39 коп/1000 кДж.
Для подсчета затрат на воду примем, что расход воды
определяется только тепловой нагрузкой конденсатора, так как для
охлаждения компрессоров используют, как правило, только воду,
отходящую из конденсатора. Тогда
4,19AfBAQ0
Цена 1 м3 воды для технических целей принята Двд=6 коп.
Нагрев воды в конденсаторе примем равным 6° С.
При переходе от одноступенчатого сжатия к двухступенчатому
затраты на воду почти не меняются.
Расходы, связанные с обслуживанием и ремонтом, примем
пропорциональными объему компрессоров
Роб = Цов V коп/1000 кДж, A—46)
где Км3/1000 кДж—объем, описанный поршнями, требуемый для получения
1000 кДж холода, находится по формулам (I—41) и A—42)
(см. рис. 12, а и 13, а).
Цену обслуживания К0б определим из расчета, что два
одноступенчатых компрессора АУ200 с секундным объемом каждого
0,147 м3/с при трехсменной работе обслуживают и ремонтируют
4 человека. Считая, что стоимость эксплуатационных материалов
и накладных расходов в сумме равна 100% от основной
заработной платы, общие затраты составят 800 руб. в месяц. Отсюда
следует, что цена обслуживания одноступенчатого компрессора,
поршни которого описали объем V=l м3 (независимо, за какое
время), будет равна (при коэффициенте рабочего времени 6=0,5):
80000 коп
До61сТ = 30.24.2.528-0.5 =0'21КОП/М3-
При двухступенчатом сжатии затраты на обслуживание
компрессоров больше, чем при одноступенчатом, даже если секундные
объемы компрессоров одинаковы. Это обусловлено большей
сложностью двухступенчатых установок, для эксплуатации которых
требуется более высокая квалификация обслуживающего персонала,
В расчетах примем
Z/06 2CT= 1,3Z/o6ict= 1,3-0,21 =0,27 коп/м3. A—47)
Расходы на амортизацию, как и на обслуживание, примем
пропорциональными объемам компрессоров, т. е.
Рам = Цш V КОП/1000 КДЖ, A—43
где Цш — затраты на амортизацию, приходящиеся на 1 м3 описанного объема,
коп/м3.
37

Цена амортизации включает в себя стоимость амортизации
оборудования Дам.обор (компрессоров и аппаратов) и зданий Дам.зд-
Для определения Цам.обор примем: цена компрессора АУ200
E28 м3/ч) 3000 руб.; стоимость аппаратов равна стоимости
компрессоров; норма амортизационных отчислений 11,5%; компрессор
работает 4000 ч в год. Тогда
600000-0,115 Л
Ц>«^ - 528-4000 = °'°33 К0П/М'
Для определения Дам.зд примем: тот же компрессор с
аппаратурой занимает площадь 30 м2; норма амортизации зданий 5%;
стоимость 1 м2 зданий (для машинных отделений) 70 руб. Тогда
7000-30.0,05
**-*- 5.О8-4000 -0.0W>on/M>
Рам = @,033 + 0,005) V = 0,0381/ коп/1000 кДж. (I—48а)
В табл. 4 приведены сравнительные результаты расчетов
затрат на получение 1000 кДж холода при одноступенчатом и
двухступенчатом сжатии в зависимости от температуры кипения. Из
графиков суммарных затрат (рис. 12, в и 13, в) видно, что
двухступенчатое сжатие выгоднее: для аммиака — при температурах
кипения ниже минус 20° С, а для фреона-22 — ниже минус 25° С
(точки В пересечения кривых).
Положение точки В зависит от процентного соотношения
расходов на обслуживание и электроэнергию. Если доля расходов на
обслуживание велика, то область предпочтительного применения
одноступенчатого сжатия расширяется в сторону более низких
температур. В случае же снижения затрат на обслуживание
(например, за счет автоматизации установок) увеличивается доля
расходов на электроэнергию и граница применимости
одноступенчатого сжатия сдвигается вправо, т.е. в сторону более высоких
температур кипения. Принимая крайние пределы соотношения
этих затрат, можно считать, что граница целесообразного
перехода от одноступенчатого к двухступенчатому сжатию лежит в
пределах: для аммиака — минус 154-27° С, для фреона-22 — минус
20—35° С. Для выбора числа ступеней сжатия внутри этой зоны
в каждом конкретном случае целесообразно делать экономический
расчет по приведенной выше методике, но с учетом фактических
цен на обслуживание, электроэнергию и воду.
В первом приближении, не делая экономических расчетов,
можно считать, что двухступенчатые установки становятся выгоднее,
чем одноступенчатые, в том случае, если они требуют меньшего
объема компрессоров для получения той же холодопроизводитель-
ности (см. рис. 12, а и 13,6 — область левее точки пересечения
кривых требуемых действительных объемов).
Из табл. 4 видно также, что при ?о = —30° С и ниже фреон-22
выгоднее, чем аммиак, так как при одинаковых давлениях конденса-
38

ции давление кипения у него выше, а следовательно меньше
требуемые объемы компрессора. Более высокая стоимость фреона-22
существенного значения не имеет, так как сказывается лишь на
первоначальных затратах.
Таблица 4
«W
Температур
кипения, °
+ 10
0
-10
-20
—30
—40
—50
-60
4> 1-
8 1
в> 1
и
1
II
JT о |
1 1
2 1
1
2
1
2
1 1
1 2
| 1
2
1
1 1
1 2
1 2
2
.¦ ¦! ¦'¦¦ 1 — ¦¦ ¦ 1 — —1 1 ¦ !,
Затраты на получение 1000 кДж* холода, коп
Аммиак |
Рэ
0,04 1
0,04 1
0,07
0,07
0,12
0,10
0,18
1 0,13
1 0,32
1 0,18
1 0,27
1 0,41
0,68
рвд
0,26 I
0,26 1
0,27
0,27
0,28
0,28
0,30
Рп6
0,05 1
0,10 1
0,07
0,13
0,11
0,17
0,19
1 0,29 | 0,24
I 0,32
1 0,31
1 0,32
1 0,34
0,37
0,39
1 0,36
| 0,69
1 1,19
J 2,90
ам
0,01 1
0,01 1
0,01
0,02
0,02
0,02
0,03
1 0,03
0,07
1 0,05
1 0,09
1 0,15
0,40
всего
на |
1000
кДж
0,36 1
0,41
0,42
0,49
0,55
0,57
0,70
1 0,70
1,10
| 0,90
1 1,37
1 2,09
4,35
Фреон-22
Рэ
0,04 1
0,04 1
0,08
0,07
0,11
0,09
0,16
1 0,12
1 0,26
I 0,16
1 0,47
1 0,20
1 0,31
0,55
рвд
0,26 1
0,26
0,27
0,27
0,28
0,28
0,30
0,29
| 0,31
1 0,30
J 0,32
1 0,32
1 0,34
0,37
Роб
0,05 I
0,10
0,07
0,14
0,10
0,18
0,17
0,25
1 0,30
I 0,35
1 0,68
1 0,50
I 0,96
1,95
ам
0,01 |
0,01 |
0,02
0,02
0,02
0,03
0,03
0,04
1 0,05
I 0,05
1 0,12
) 0,07
1 0,13
0,27
всего
на
1000
кДж
0,36
0,41
0,46
0,48
0,51
0,58
0,66
0,70
1 0,92
I 0,87
1 1,59
| 1,09
I 1,74
3,14
Расходы на 1000 ккал холода в 4,19 раза больше.
ТРЕХСТУПЕНЧАТЫЕ ЦИКЛЫ
При температурах —60° С и ниже двухступенчатая поршневая
машина оказывается неэкономичной, так как отношения давлений
в каждой ступени становятся большими, а рабочие
коэффициенты — низкими.
Одним из способов повышения экономичности является
переход к трехступенчатому сжатию.
Циклы трехступенчатых машин строят по тем же принципам,
что и двухступенчатых. Расчет цикла несколько усложняется тем,
39

что надо определять не одно, а два промежуточных давления —
одно между первой и второй ступенями сжатия (р\д), а второе —
между второй и третьей ступенями (/?2,з).
Для определения этих давлений удобно сначала рассмотреть
две верхние ступени, представив их как самостоятельную
двухступенчатую машину с давлением кипения p\t2 и промежуточным
давлением рг,з. Для этой машины тем же методом, что и для
двухступенчатой машины, следует построить характеристику двух верх-
Рис. 14. Цикл трехступенчатого
сжатия:
-*т а — схема; б —цикл в диаграмме
i~ p.
них ступеней Qo=f(Pi,2) - Имея такую характеристику, можно
рассматривать две верхние ступени как одну ступень, а всю
трехступенчатую машину как двухступенчатую с промежуточным
давлением /?i,2. Это давление можно найти так же, как для
двухступенчатой машины.
На рис. 14 показан трехступенчатый цикл для аммиака с
полным промежуточным охлаждением в ступенях. Для такого
охлаждения в схему введено два промежуточных сосуда.
Соотношения количеств агента, циркулирующего в ступенях,
определенные из тепловых балансов промежуточных сосудов, равны:
^1,2
2,3 М2 i5 — h <7оз
A-49)
A—50)
Трехступенчатые поршневые машины имеют ряд недостатков:
несмотря на низкие отношения давлений в каждой ступени
рабочие коэффициенты в первой ступени и частично во второй
весьма низкие из-за невысоких абсолютных значений давлений (см.
главу II); первая ступень нередко работает с вакуумом не только
на всасывании, но и на нагнетании;
поршневой компрессор, работающий с низкими давлениями
нагнетания, недогружен по прочности, что приводит к перерасходу
металла и повышенной удельной себестоимости компрессора (на
единицу холодопроизводительности);
40

трехступенчатые установки громоздки и сложны в
эксплуатации.
Для повышения экономичности трехступенчатых машин
целесообразно для первой и второй ступеней применять ротационные
компрессоры.
Широкое применение в пищевой промышленности нашли угле-
кислотные трехступенчатые машины для производства сухого льда.
Давление всасывания у этих машин равно атмосферному (при
температуре сублимации сухого льда —78°С), а давление
конденсации — 7 МПа при ?к = 30° С.
ЦИКЛЫ КАСКАДНЫХ МАШИН
Один из методов снижения требуемого описанного объема
низкотемпературного компрессора — применение агентов с более
высокими давлениями насыщенных паров. К агентам высокого
давления относятся фреон-13, фреон-14, фреон-503, этан и др. Однако
Рис. 15. Простейшая каскадная
машина:
а — принципиальная схема;
б—циклы для двух холодильных агентов
к диаграммах 5 — 7\ наложенных
одна на другую,
N
г"
:
*
,fr/ ? Рк V/
/ ^нк^ки Ркн\У\
* л\ " \ \
1 /р*м fa'\ \
1 I \ 1о Ро \|
1 / ** 4
А
1/
\
\ х
Хл а доноситель
а
при температурах конденсации, достигаемых при охлаждении
водой, давления у этих агентов чрезмерно высоки, либо вообще при
таких температурах их сконденсировать невозможно из-за низких
критических температур. Поэтому применяют каскадные машины,
работающие на двух (или нескольких) холодильных агентах.
Простейшая каскадная машина (рис. 15) состоит из двух
одноступенчатых машин, называемых верхней и нижней ветвью
каскада (верхним и нижним каскадомI. Нижняя ветвь каскада
отнимает тепло у потребителя холода и работает на агенте высокого
давления, а верхняя, работающая на агенте, применяемом для
умеренных температур, охлаждает конденсатор нижней ветви. Ис-
1 На рис. 15 и в дальнейшем индексами «в» и «н» обозначены величины,
относящиеся соответственно к верхней и нижней ветвям каскада. Величины,
относящиеся к каскадной машине в целом, обозначены без дополнительных индексов,
например /0.
41

паритель верхнего каскада и конденсатор нижнего обычно
объединяют в один аппарат — конденсатор-испаритель КдИ.
Особенность каскадных машин — возможность значительного
повышения давления в системе нижнего каскада, когда машина
не работает, и температура всех ее частей выравнивается с
окружающей (при 25° С давление насыщенных паров фреона-13
составляет 3,62 МПа абс).
Для предотвращения от чрезмерного повышения давления в
системе нижнего каскада применяют следующие методы.
1. Поддержание в конденсаторе нижней ветви низкого
давления за счет непрекращающейся цикличной работы верхней ветви
каскада. Этот метод требует повышенной надежности верхней
ветви и связан с перерасходом электроэнергии, когда потребителю не
требуется холод.
2. Установка дополнительного сосуда повышенной прочности,
в который во время стоянки машины перепускают весь жидкий
агент высокого давления. Но это требует очень надежной запорной
арматуры, отключающей этот сосуд, и связано с усложнением
схемы, которая должна обеспечить полную эвакуацию жидкости из
всех остальных участков системы.
3. Подключение к системе сосуда, называемого
расширительной емкостью, рассчитанного так, чтобы при остановке машины
весь агент высокого давления превратился в пар, давление
которого при этом не превысило бы расчетного давления всей остальной
аппаратуры. Громоздкость расширительной емкости окупается
полностью гарантированной защитой от высокого давления.
Расширительные емкости больших размеров часто располагают вне
помещения (см. главу III).
Если бы в обеих ветвях каскада циркулировал один и тот же
агент, а температурный перепад в конденсаторе-испарителе
^кди ~Лн ~~ *ов (см. рис. 15) был равен нулю (это возможно
только при бесконечно большой теплопередающей поверхности
конденсатора-испарителя), то такая каскадная машина была бы
термодинамически эквивалентна двухступенчатой. При разных
агентах и Д^кди—^ холодильные коэффициенты теоретических
циклов каскадной и многоступенчатой машины близки друг другу
(если одинаковы tH и t0). При наличии же конечного перепада
температур в конденсаторе-испарителе (который обычно лежит в
пределах 5—10° С) теоретический холодильный коэффициент
каскадной машины всегда меньше, чем у двухступенчатой. В
действительном же цикле каскадная машина чаще всего выгоднее двух- и
трехступенчатой. Это обусловлено следующими преимуществами
работы с агентами высокого давления:
из-за малых удельных объемов всасываемого пара требуемый
теоретический объем компрессора мал;
высокие значения абсолютных давлений всасывания;
отношения давлений для данных диапазонов температур у
агентов высокого давления значительно меньше [25]. Например, отно-
42

шения давлений (в-МПа) при температурах
ляют
0,105
у фреон з - 22
-40 и —80° С состав-
у фреона - 13
0,0104
0,605
0,11
= \0Л
5,5.
Из-за больших абсолютных значений давления и малых их
отношений объемные и энергетические коэффициенты компрессора
повышаются. Это приводит к дальнейшему уменьшению описанно-
Рис. 16. Сравнение показателей
двухступенчатого цикла на
Ф-22 (ФДС) и каскадного —
I ступень на Ф-22 и 1 ступень
на Ф-13 (ФКМ):
а — холодильные коэффициенты
и теоретическом и действительном
цикле; б—объемы, описанные
поршнями компрессора на 1000 кДж
холода (в действительном цикле).
е
cjl
f0
п
**
S-
St
'/*
У
Г^ J
>-
^
f
У
/
щ
)
'
S
^ФКМ
L
W
т
<^
>
>
/¦
•
'
,>
*
/
f
/
У
&>"
/
А
J
К w
з
8
7
6
5
<?
J
Z
1
К*
jjm
Ш
-70
-SO
-so -wt0:c
-so
-so
na;c
го объема компрессора, снижению энергетических затрат и
повышению экономичности установки.
На рис. 16 представлены сравнительные результаты расчетов
двухступенчатой машины на фреоне-22 (ФДС) и каскадной на
фреонах-13 и 22 (ФКМ) при f0 = _70-=—35°С.
При расчетах принято: ?к —30°С; каскадный цикл — по рис. 15,
двухступенчатый—.по рис. 7; А^кди~5°С'> в каскадном цикле при t0 =—70н—55°
отношения давлений в ступенях принимались одинаковыми, а при *о=— 55° С и выше
Л;н = —15°== const; остальные предпосылки — как при сравнении одноступенчатого
и двухступенчатого циклов.
Как видно, 8Т у двухступенчатой машины выше, а ед у
каскадной и двухступенчатой близки друг к другу (при t0<C—50° ед
выше у каскадной машины); объем компрессоров у каскадной
машины значительно меньше. Поскольку объем компрессоров оказывает
существенное влияние на экономичность, каскадная машина
становится более выгодной при температурах —40° С и ниже. При
/0>—40° С у каскадной машины заметно сказывается снижение
холодильного коэффициента, а уменьшение объема компрессоров
становится не столь значительным. Это объясняется малыми
отношениями давлений в нижней ветви каскада, так как нельзя
повышать ?Кн выше —15-г-—10° С из-за высокого давления фреона-13.
Кроме того, при t0>—40° С работа машины на фреоне-22
становится достаточно эффективной из-за отсутствия вакуума на
всасывании.
43

Следовательно, температура to=—40° С является верхним
пределом возможного применения каскадных машин с фреоном-13.
Таким образом, агенты высокого давления более эффективны
и применять их целесообразно всегда, когда давления конденсации
нижней ветви не превышают допустимой величины для данной
конструкции компрессора.
Из указанных особенностей агентов высокого давления следует:
каскадная машина, состоящая из двух одноступенчатых ветвей,
выгоднее низкотемпературной двухступенчатой, работающей с
вакуумом на всасывании;
каскадная машина с двухступенчатой нижней и
одноступенчатой верхней ветвями выгоднее машины с одноступенчатой нижней
и двухступенчатой верхней ветвями;
еще выгоднее трехкаскадная машина (работающая на трех
агентах) с тремя одноступенчатыми ветвями.
Во всех этих случаях при использовании агентов высокого
давления можно получить более низкие температуры [26]. Например,
для двухступенчатой машины на фреоне-22 предельной
температурой считается —80° С (для ?К=+25°С). При этом произведение
отношений давлений в ступенях -^-.^1Е=102. Для каскадной
Рпр Ро
машины на фреонах-13 и 22 при таком же значении произведения
отношений — . -^ достигается температура ^0=— 88°(Д*КдИ =
Ров Ро
=5°).
Области возможного и целесообразного применения различных
холодильных машин с фреонами-22, 13 и 14 приведены в табл. 5.
Каскадные машины начали серийно выпускать сравнительно
недавно и то лишь на нижней границе применимости двухступен-
Таблица 5
Тип машины
Двухступенчатая на Ф-22
Каскадные:
1 ступень Ф-13 и 1 ступень Ф-22
2 ступени Ф-13 и 1 ступень Ф-22
1 ступень Ф-14, 1 ступень Ф-13,
1 ступень Ф-22
Возможная область
применения
о min | о max
-80
—95
— ПО
— 140
Не

раничена
-40
—80
— 100 '
Область
выгодного применения
[ о min I *o max
-45
—85
—100
—135
-25
—40
-80
— 100
44

чатого сжатия. Объясняется это тем, что сравнительные анализы
проводились лишь для теоретических циклов.
Реальные схемы каскадных машин обладают некоторыми
особенностями. На рис. 17 показана схема цикла фреоновой
каскадной машины ФКМ 25-90, предназначенной для работы при
температурах U=— 90 н 70° С. Верхняя ветвь представляет
фреоновую одноступенчатую машину с регенеративным теплообменником
ТОв (см. рис. 4).
Щ
ё-1
#Р
Ф-/3
-*~L
Хладо-
Рис 17. Каскадная машина на Ф-13 и Ф-22:
а —схема; б и в— циклы Ф-13 и Ф-22 в диаграммах f — Igp,
В нижней ветви фреон-13, выходящий из испарителя,
перегревается не в одном, а в двух теплообменниках: в газо-жидкостном
ГОН1 и паровом ТОп2.
Теплообменник ТОпХ работает так же, как в верхнем каскаде,
но из-за низкой температуры конденсации tm пар в нем
перегревается лишь до — 50-i 30° С. Дальнейший перегрев пара (до
— 15н-0°С) обеспечивается в теплообменнике ГОн2, применяемом
лишь в каскадных машинах.
Уменьшение массовой производительности компрессора,
связанное с увеличением удельного объема пара из-за перегрева в ГОн2,
частично компенсируется увеличением холодопроизводительности
) кг агента благодаря снижению нагрузки на
конденсатор-испаритель КдИ, что снижает *0B и W Однако такое снижение нагрузки
достигается только в том случае, если пар высокого давления пос-
45

ле компрессора нижней ветви Кмш охладить водой (или воздухом)
в промежуточном холодильнике ПХ1.
При отсутствии ПХ нагрузка на конденсатор-испаритель
возрастет в результате увеличения работы сжатия при засасывании
более перегретого пара. Следовательно, при наличии
теплообменника ГОН2 вместе с промежуточным холодильником холодопроиз-
водительность в теоретическом цикле несколько снижается. При
большом перегреве после теплообменника ТОщ конденсация пара
в цилиндре компрессора невозможна. Следовательно, дальнейшее
увеличение перегреве в ГОН2, очевидно, не сможет существенно
повысить коэффициент подачи компрессора. Таким образом,
единственная роль теплообменника ТО^ — создание нормальных
температурных условий работы компрессора.
Иногда применяют схему без парожидкостного
теплообменника ГОнь получая перегрев всасываемого пара до той же
температуры (примерно до 0°С) в теплообменнике ТОн2- Отсутствие
теплообменника ТОя\ мотивируют тем, что при пуске машины
жидкость в теплообменнике ТОщ выкипает от соприкосновения
с теплым еще паром, поступающим из испарителя, вследствие чего
период пуска увеличивается [13, 14]. Однако с таким доводом
нельзя согласиться, так как отсос пара компрессором из
испарителя продолжается всего несколько секунд.
С другой стороны, при отсутствии теплообменника ТОт ниже
Qo, так как холод, которым располагает пар, поступающий из
испарителя, не полностью используется для увеличения qo на величину
равную *5н—*'бт а лишь для снижения нагрузки на КдИ, благодаря
чему qo увеличивается лишь частично (за счет снижения t0B и tKK).
Кроме того, отсутствие переохлаждения жидкости перед РВЯ
ухудшает его работу.
Следовательно, исключать из схемы нижнего каскада парожид-
костный теплообменник ТОв\ нецелесообразно.
Иногда в схемах каскадных машин применяют смешанные
теплообменники, в которых пары фреона-13 перегреваются жидким
фреоном-22. Термодинамических выгод по сравнению с
теплообменниками, работающими на одном агенте, это не дает и
усложняет установку.
К недостаткам каскадных машин (по сравнению с
двухступенчатыми) относятся:
более сложная схема цикла, включающего дополнительные теп-
лообменные аппараты и расширительную емкость;
в каскадных машинах компрессор верхней ветви не соединен
с испарителем. Поэтому каскадная машина не может охлаждать
испаритель только верхней ступенью. Если требуется холод при
различных температурах, то установку приходится снабжать
дополнительным испарителем, соединенным с компрессором верхнего
каскада, либо предусматривать самостоятельную одноступенчатую
машину. При отсутствии таких устройств работа установки при
Охлаждение водой обычно осуществляется в маслоотделителе.
46

повышенных температурах будет неэкономичной (например, при
температуре в камере 0°С придется поддерживать /0=—70°С).
Указанные недостатки усугубляются при увеличении числа
каскадов.
Рассмотрим методику расчета и построения характеристик
каскадной машины (см. рис. 17).
Перед началом расчета задаются следующими величинами:
'ih=—15° -*-0°, исходя из условия получения надлежащего
перегрева на всасывании в компрессор фреона-13;
^зн=+25° -ь +35°, из условия возможности охлаждения водой
в холодильнике ПХ;
?9н=?кн—10°, из условия недорекуперации в теплообменнике
ТОв1 в 10°;
?1в=0° (перегрев на всасывании в компрессор фреона-22).
Основные расчетные величины определяют следующим образом:
холодопроизводительность машины
Q0 = MHq0 Вт, A-51)
где Мп — количество фреона-13, циркулирующего в системе, кг/с,
холодопроизводительность 1 кг фреона-13
<?о = 1*8Н — 'бн Дж/кг» A—52)
где /бн —определяется из баланса теплообменника ТОн1 ;
*бн - 'бн — (*дн — *8и ) Дж/кг. A—53)
Подставив в формулу (I—52) ?6н, получим
Яо = hH — 'бн Дж/кг. A—54)
Основной баланс, связывающий работу нижней и верхней
ветвей каскада без учета потерь холода в окружающую среду
Qob = Qkh, (I-55)
где Qkh = Mh<7kh = AIh(Mh—*'бн) Вт . A—56)
И
Qob = Мв <?ов Вт, A-57)
холодопроизводительность 1 кг фреона-22
?ов = ''ев — *4в — *ib — «ев Дж/кг. A—58)
Энтальпия в точке 4н определяется из баланса теплообменника
ТОя2
Uh = hn — (*1н — *9н) • A—59)
Отношение количества фреона-22, циркулирующего в верхней
ветви, к количеству фреона-13, циркулирующего в нижней,
определяется из теплового баланса конденсатора-испарителя (I—55)
.. _ ^в „ ^кн _ г*4н — hn __ (*зн — *5н) — O'ih — Нн) .. -m
г — »л — — . . — ; ; • A—oU)
мп Яоъ Нъ—*зв Iib — *3в
В связи с тем, что удельная теплота парообразования у
фреона-22 больше, чем у фреона-13, значение \i<\.
47

Адиабатическая мощность:
в нижней ветви
Л^адн = Мн АгаДн = Мн (/2н — Ы Вт; A—61)
в верхней ветви
#адв = Мв Д/адв = Мв (/2в — kB) Вт. A—62)
Холодильный коэффициент теоретического цикла
8т _ Qq _ ?o _ *»н — frH (i—бЗ)
#ад Д'шдн + 1*А*адв (*ан — *1н) + Ц (*2в — *ib)
Для расчета машины по формулам (I—51 ч-I—63) необходимо
* знать промежуточные давления ров и ркн. Определение этих
давлений сложнее, чем определение рПр в двухступенчатых машинах,
из-за наличия перепада температур в конденсаторе-испарителе
^Кди = ^кн — 'ов> который зависит от тепловой нагрузки фКдИ
и t0B.
Рассмотрим два варианта определения р0в и рки (при заданных
to и tK):
конструкция КдИ неизвестна (в предварительных расчетах);
конструкция КдИ задана. В обоих вариантах считаем
известными объемы компрессоров Vkmh и Vkmb, , их рабочие коэффициенты
и схему цикла.
I. Конструкция КдИ неизвестна. При этом перепад температур
в конденсаторе-испарителе Л^КдИ принимают таким, чтобы при
наивысшей А) (в требуемом диапазоне работы) он не превышал
10° С, а при наинизшей U не превышал 5° С. Обычно если диапазон
to менее 10°, то лимитирующим является 2-е требование; при более
широком диапазоне to лимитирующим оказывается 1-е требование
(А/КдИ > 10°). Таким образом, задавшись, например, Д*КдИ = 10Q
(при t0max), что определяет поверхность КдИ, находят затем
Д/КдИ во всем диапазоне t0.
С повышением t0 возрастают нагрузки С?КдИ и температуры tKB
и t0B. При этом перепад
Зкди
kF
Д'кдИ = -TS- A-64)
увеличивается, но не пропорционально возрастанию QKm (из-за
повышения k). Для предварительных расчетов, исходя из условия,
что с понижением t0 на 10°С QKm уменьшается примерно в 2
раза, а также с учетом снижения k, ориентировочно можно принять:
а) при большом диапазоне to, задавшись A^g^ A0° С) при
* о max
Д'КДИ = 3,ШЦЙ ('о шах ~ >оГ°'7 ; A-65)
б) при малом диапазоне t0, приняв Atgfy E° С) при ^omin
Д'кди = 0,32ДСи ('о - 'о mmH,7- (I-66)
48

Зная А^КдИ, на ось абсцисс (рис. 18, а) наносим две шкалы:
'ов и 'кн='ов + Л'кди-
Задаваясь различными /0в» строим характеристику верхней
ветви Qob = /(^ob) при *K = const C0°С) по формуле A—57), в
которой
.. ^ КмВ ^В , /т С7»
Мв = кг/с. (I—67)
01в
ч—¦ | ^,'—н—н—** ¦—¦ ¦ и-^-
*So -w гзо tos;c -so -so -то Up.
а * * в
Рис. 18. Построение характеристики каскадной машины в проектном
расчете:
а — определение рабочих точек; б — характеристика Q0-f(t0),
На том же графике строим характеристики нижней ветвю
Qkh=/('kh) по формуле A—56) и Q0h=/(^kh) по формуле A—51)
при различных ^0=const. В указанных формулах значение
Мн = JW4_Kr/c A_б8)
На пересечениях кривых Q0B и QKH находятся рабочие точки
машины Л 2 и 5, определяющие, какие установятся tm и *ов при
данных U и ?к- Соответствующие значения холодопроизводитель-
пости определяются точками Г\ 2\ Зг на кривых Qoh.
Характеристику Q0=f(tQ) удобнее перестроить на отдельный график
(рис. 18, б). Аналогично получаем характеристики для *к=35
и 40° С. По этим характеристикам для любого режима работы
(/о, tK) можно найти промежуточные температуры t0B и *Кн.
Например, для t0=— 80° и tK=35° (точка А) находим рабочую точку
Л'(*кн=— 20°, /ов=—30°С).
II. Конструкция КдИ задана. Строим характеристику верхней
истви Qob=/(u>b) для различных tH (рис. 19, а). При точных
расчетах из Qob следует вычесть потери через наружную поверхность
4 В, Д, Вайнштейн, В, Ие Канторович
49

конденсатора-испарителя. На этом же графике строим
характеристику конденсатора-испарителя С?кди=/(^ов) для различных tKB
Qk ди= kF (tKH — t0b), (I—69>
Значение k в зависимости от температур и нагрузки
определяется методом последовательных приближений (см. гл. III). Кривые
Qkah для ?Кн=const близки к прямым, так как с понижением UB
вследствие изменения свойств холодильного агента а снижается,
¦  i i i _ »
-so -80 -70 -60 t0;c
Рис. 19. Построение характеристики каскадной машины
при поверочном расчете:
а — совмещение характеристик Кмв и КдИ; б — зависимость
^ов=^кн)*' в — определение Qo=f(tQ).
а с ростом нагрузки повышается а. Однако линии (Зкди для
различных ?кн не параллельны, так как с понижением tKR k
понижается. В приближенных расчетах линии Qkuh можно принимать пря«
мыми и параллельными.
Точки пересечения 1, 2 п 3 характеризуют совместную работу
компрессора верхнего каскада и конденсатора-испарителя. Напри*
мер, для точки 1 tKB=— 30°, a tQB = — 38° С. Кривые,
характеризующие совместную работу Кмв и КдИ, перестраивают на отдельный
50

график (рис. 19, б) в координатах Q0B (кмв+кди> — ^кн, так как для
верхней ветви (Кмв и КдИ) внешним параметром является tKa
(температура охлаждаемой среды).
Для построения характеристики каскадной машины в
координатах Qo — to (рис. 19, в) наносим на график характеристики
компрессора нижней ветви QoH для различных ^Кн. На этом же
графике строим кривые холодопроизводительности верхней ветви,
отнесенные к температуре кипения нижнего каскада для различных tKE
Qob = Qob Т^ (ПРИ 'кн = const), A-70)
Чкн
где Qob берется из рис. 19,6, а #он и qKH из расчета цикла.
Величина Q*B означает, что Qqb может обеспечить работу нижнего
каскада (индекс «н»), если его холодопроизводительность Q0h = Q*B .
Поэтому точки на пересечении характеристик Q0h и Q?b для
одинаковых tKB определяют искомую характеристику каскадной
машины Qo=f(to). Аналогичное построение проводится и для других
значений tK (на рис. 19, в показано пунктиром).
Располагая указанными графиками для заданного режима
(/о, /к)» можно определить промежуточные температуры tKH
(см. рис. 19,0), а затем и to*. Например, для t0=—85° С и tK=
— 30° С на рис. 19, в находим точку Л, для которой /Кн=—45°. Для
/Кн=—45° и tK=30° на рис. 19,6 находим точку Л' и
соответствующую ей точку А" (см. рис. 19, а), которая и определяет /ов=
—50° С.
Если в состав машины входит одна или две двухступенчатые
пстви, то их рассчитывают отдельно, как двухступенчатые циклы
и строят их характеристики (см. рис. 11). Располагая такими
характеристиками, пользуются ими так же, как характеристиками
одноступенчатых ветвей.
При проектировании новой машины (или ряда машин) задают*
ся конкретными объемами, описанными поршнями для
компрессоров каждой ветви, либо их отношением. Рассмотренным только
что методом находят промежуточные температуры tKu и tQB и
определяют допустимость отношений давлений в каждой ветви и
работоспособность машины при полученных давлениях во всем
намеченном диапазоне работы. Желательно, чтобы отношения
давлений в разных ступенях были близки между собой.
ЦИКЛЫ КОМПРЕССИОННО-ЭЖЕКТОРНЫХ МАШИН
Нижняя граница диапазона температур кипения в
компрессионных машинах определяется давлением примерно 0,1 МПа, что для
фреона-22, например, соответствует t0——80° С. На возможность
получения более глубокого вакуума (до 0,002 МПа) с помощью
эжектора в качестве бустер-компрессора указал в 1956 г. И. С. Ба-
4*
51

дылькес [16—17]. Для фреона-22, например, этому давлению
соответствует /о=—100°С1.
В отличие от поршневого компрессора рабочие коэффициенты
эжектора с понижением давления не ухудшаются. В этом состоит
главное преимущество эжектора как прибора для сжатия пара
(в области глубокого вакуума) по сравнению с поршневым бустер-
компрессором.
Сопло
мх\ц
Камера касыдания
а
Рис. 20. Применение
эжектора в качестве
бустер-компрессора:
а — эжектор; б — схема простей-,
шего цикла; в — цикл в диа*
грамме i — lg р; г — кривая Мес-
синга для определения козффи»
циента удельного расхода
рабочего пара: 1 — водяной пар [19fc
2 — аммиак [17]; 3 — фреон-12
[21 и 23].
Другое преимущество эжектора — его простота. В нем нет дви*
жущихся частей и по существу он представляет собой часть тру*
бопровода.
Эжектор (рис. 20, а) состоит из трех основных частей: сопла*
камеры всасывания и диффузора. В сопло подается пар высокого
давления, называемый рабочим паром, в количестве Л1ркг/с. В
сужающейся части сопла скорость движения пара возрастает до кри*
тической, равной скорости звука, а в расширяющейся части ско*
рость продолжает возрастать. Из-за возрастания скорости рабоче*
го пара статическое давление в камере всасывания снижается,
и в нее подсасывается холодный пар из испарителя в
количестве Мх.
В сужающейся части диффузора потоки пара смешиваются,
скорость движения рабочего пара снижается, а холодного —
возрастает. В горле диффузора скорость движения смеси достигает
1 Температура —98° С с помощью двухступенчатого компрессора (на
фреоне-143) с добавлением эжектора была получена во ВНИХИ Я. Л. Вайнштей-
ном [24].
52

критической и затем в расширяющейся части диффузора
снижается, а давление пара растет. Снижение скорости движения пара
в диффузоре (в отличие от сопла) вызвано тем, что давление на
выходе его больше, чем на входе.
Рассмотрим простейшую схему аммиачной машины с
одноступенчатым компрессором и эжектором (рис. 20,6, в). Для работы
эжектора пар высокого давления в количестве Мр отбирается из
верхней части конденсатора. В сопле давление рабочего пара
снижается (процесс 4—5). Пар из испарителя в количестве Мх
(точка /) смешивается с рабочим паром (точка 5). Смесь (точка 1')
сжимается в диффузоре до давления р'0 (точка 2'). Процесс
сжатия смеси V—21 можно условно рассматривать как два отдельных
процесса: сжатие холодного пара 1—2 и рабочего пара 5—5'.
Для упрощения расчетов процессы 4—5, 5—5\ 1—2 и Г—2'
считают адиабатическими, а точку смешения /' наносят на
изобаре ро, хотя в действительности смешение заканчивается в
диффузоре при повышенном давлении. Неточность, связанная с
указанными допущениями, компенсируется выбором рабочих
коэффициентов.
После эжектора компрессор сжимает пар в количестве М=
=MV-\~MX кг/с (процесс 2'—3). Часть сжатого пара Мр
используется для работы эжектора, остальное количество Мх из
конденсатора через регулирующий вентиль поступает в испаритель.
Для расчета цикла необходимо знать соотношение количеств
рабочего и холодного пара. Это соотношение характеризуют
коэффициентом удельного расхода рабочего пара
пли обратной ему величиной, называемой коэффициентом эжек-
ции и.
Теоретические формулы для определения коэффициентов а или
и [18—21] сложны и включают различные экспериментальные
коэффициенты, справедливые лишь для определенных конкретных
условий.
Для расчетов эжекторных холодильных машин, работающих
па водяном паре, широко применяют график Мессинга [19],
представляющий зависимость действительных коэффициентов
удельного расхода рабочего пара а от отношения адиабатических
перепадов холодного и рабочего пара ДгУДп (см. рис. 20, в и кривую 1
па рис. 20, г). Для правильно сконструированных эжекторов на
гсодяном паре коэффициенты а лежат не выше указанной кривой.
На графике рис. 20, г приведены также значения
коэффициента а, полученные во ВНИХИ при испытаниях аммиачных
эжекторов [17] и величины а для фреона-12, которые были нами
определены по данным С. 3. Жадана [21 и 23]. Аммиачные эжекторы
работали при ?о=—27-=—51° С, а фреоновые при ?0=—8° С и выше.
Как видно из графика, значения а для аммиака и фреона-12
почти совпадают со значениями для водяного пара. Это дает ос-
53

нование полагать, что и для других агентов при правильно
сконструированных эжекторах коэффициенты а будут близки значениям,
полученным по кривой Мессинга.
Аналитическое выражение для кривой Мессинга предложено
М. А. Сильманом [22]
a=0,25+l,6(^) + 15,8(|iJ. (I-72)
Формулой (I—72) удобнее пользоваться при Д/2/Ам<0,2, так
как в этом диапазоне график дает большие погрешности.
Коэффициент эжекции и= —, соответствующий значениям а
а
по кривой Мессинга, можно получить и по формуле [17]:
и = а |/
Aii
Al*2
1, A-73)
приняв следующие значения а:
A/2/A/i
0,1 0,2 0,3 0,35 0,4 0,45 0,5
0,8 0,805 0,81 0,815 0,825 0,835 0,85
При Ai2/Ati>0,4 применение формулы (I—73) дает большую
погрешность, так как первый член формулы приближается к
единице.
Определив коэффициент эжекции, нетрудно установить
эффективность введения эжектора в состав холодильной машины.
Предположим, что имеется одно- или двухступенчатая
холодильная машина, работающая без эжектора, причем
характеристика этой машины известна. Включим в схему машины эжектор
в качестве нижней ступени и сравним работу машины с
эжектором и без него при одной и той же температуре кипения U.
Для проведения сравнительного анализа примем следующие
обозначения:
р0 и t0 — давление всасывания компрессора при работе с эжектором и
соответствующая ему температура насыщения;-
Q0, N, е—показатели машины без эжектора при to;
Q0, N >в — то же при t0 *
Qo> ^Э» еэ—показатели машины с эжектором при t0.
Доля агента, циркулирующего через испаритель и
участвующего в создании холодопроизводительности Мх, по сравнению с
общей производительностью компрессора М
М* Мх ! A-74)
М Мх + Мр . 1 + а
54

Тогда действительная холодопроизводительность машины
с эжектором
qZ-^Jk-^JL-. (i-75)
Наибольший удельный расход рабочего пара amax(Q0), при
котором включение эжектора приведет к увеличению холодопроизводи-
тельности машины, определится из условия
1 Т* wmax(Q0)
откуда
Qo
^ax(Q0)=-^~l' A-77)
Низкие значения а получаются при малых Afe/Ai'i (см.рис.20,г),
т. е. при низких температурах кипения, когда Ai\ велики
(см. рис. 20, в). Следовательно, увеличения холодопроизводитель-
ности при включении эжектора в схему машины можно достигнуть
только, если t0 ниже определенной величины.
Мощность, потребляемая компрессорами при работе машины
с эжектором, равна мощности, определяемой из характеристики
машины при повышенной температуре кипения
Следовательно, при введении эжектора мощность всегда
увеличивается. Холодильный коэффициент машины с эжектором
еэ = —L = —-^- = , A-78)
откуда максимальное значение а, при котором еэ>е,
*т«(в) = ^~-Ь (J-79)
Сопоставив уравнения (I—77) и (I—79) и заметив, что с
увеличением U холодопроизводительность растет быстрее, чем
холодильный коэффициент (_ > —) , можем заключить, что
amax(8) <Ятах (Q0)> A—80)
т. е. энергетический выигрыш при введении эжектора можно
достигнуть только при to еще более низкой по сравнению с той, при
которой начинается увеличение Qo.
Рассмотрим, как изменится характеристика двухступенчатой
машины ФДС20М, работающей на фреоне-22 (см. рис. 9) при
включении эжектора (рис. 21). В отличие от схемы, показанной на
рис. 20,6, здесь к эжектору подается рабочий пар после сжатия
его в компрессоре, а не из конденсатора. Это выгоднее, так как
55

выше адиабатический перепад At'i, а следовательно, меньше расход
рабочего пара (см. рис. 20, г). Для аммиачной схемы подача
в эжектор горячего пара привела бы к слишком высокой
температуре нагнетания компрессора.
Результаты расчетов, проведенных автором, показаны на
рис. 22. При расчете приняты действительные характеристики
фреоновой двухступенчатой машины ФДС20М по испытаниям на
заводе «Компрессор». Коэффициенты а брали из графика на
Рис. 21. Фреоновая машина с эжектором и двухступенчатым компрессором:
а —схема; б — цикл в диаграмме i — lgp.
рис. 19, г. Расчеты проводили для различных степеней сжатия
в эжекторе р'0/р0 — от двух до восьми.
Как видно из рис. 22, а, подключение эжектора к машине
может существенно повысить Qo (например, при t0——80° С и р'0!р0 =
=6 почти в 3 раза), либо то же значение Q0 можно получить при
более низкой температуре кипения (—95° вместо —80° С). Однако
рост Qo достигается в результате резкого увеличения
потребляемой компрессорами мощности и снижения холодильного
коэффициента (рис. 22, б и б). С понижением U энергетический проигрыш
снижается. При t0=— 83°С и ниже добавление эжектора может
даже повысить холодильный коэффициент. Однако данная
машина без эжектора может работать лишь при t0^—80° С.
Поэтому добавление к ней эжектора энергетически невыгодно.
Однако учитывая существенное увеличение холодопроизводитель-
ности, что очень важно для низкотемпературных машин,
включение в схему эжектора может оказаться экономически целесообраз-
56

ным (выгоднее увеличить в три раза холодопроизводительность
одной машины с некоторым перерасходом электроэнергии, чем
установить три такие машины).
Учитывая, что электродвигатели низкотемпературных машин
обычно бывают недогружены (так как их выбирают по пусковым
режимам), включение в схему эжектора, как правило, не приведет
к необходимости увеличения установленной мощности электро-
Рис. 22. Изменение характеристик
двухступенчатой машины ФДС20М (Ф-22)
при подключении к машине эжектора:
а — холодопроизводительность; б —
потребляемая мощность (эффективная); в —
холодильный коэффициент, / — без эжектора; 2—5 — с
эжектором пр^ различных степенях сжатия
V Р Р
в нем B =2; 3 — —- -4; 4 =6;
Ро Рй Ро
Р'
5--*- =8).
Ро
-100е -so0 so° -7op -боч0;с
а
-w -so6 -80' -w -scrt'c
двигателей компрессоров. Например, при U=—80° С мощность,
потребляемая машиной ФДС20М: без эжектора 28 кВт, а с
эжектором (р'0/р0=6) —100 кВт (см. рис. 21,6). Установленная же
мощность составляет 150 кВт, т. е. замена электродвигателей не
потребуется.
При температурах кипения — 80°ч—100° С машины с
эжектором, благодаря простоте, по-видимому, смогут в отдельных
случаях конкурировать с каскадными, несмотря на большую
энергетическую выгодность последних.
57
QB) ГПЫС KHQAtl:

Рассмотрим эффективность цикла с эжектором в
одноступенчатых аммиачных установках. Результаты расчетов, проведенных для
компрессора АУ200 при/0 = —40°-:—20° и р'0/р0 = 1,3; 1,5 и 2,
приведены на рис. 23. *
Во всем диапазоне включение эжектора уменьшает Q0. Это
объясняется тем, что располагаемый адиабатический перепад
рабочего пара Mi у одноступенчатой машины значительно меньше,
чем у двухступенчатой, работающей при низких температурах. При
малых же Ai\ очень велик расход рабочего пара (см. рис. 20,.г).
w
izo
h wo
* 80
60
?0
ZO
О
ill!
ч
-40
~35
~30
^^рр^ч^ \&° * Рис. 23, Холодопроизводительность
,^<<^<Г \ f—| ^ компрессора АУ200 (д=960 об/мин,
60 ? /к = 30°) без эжектора и с эжек-
^> тором при степени сжатия в эжек-
Рп
торе —- :
,р»
р р р
5-=1,3; 2 — —--1,5; 3 =2,0.
Ро Ро Ра
20t0;c
-25
В связи с уменьшением Q0 энергетические показатели
одноступенчатого цикла с эжектором значительно ниже, чем без
эжектора.
Еще менее выгоден одноступенчатый компрессор с эжектором
по сравнению с двухступенчатым компрессором, так как в этом
диапазоне температур двухступенчатое сжатие более выгодно, чем
одноступенчатое.
Таким образом, цикл с одноступенчатым аммиачным
компрессором и эжектором во всех отношениях невыгоден, и применение
его в самостоятельной холодильной машине нецелесообразно.
Однако такой вывод нельзя распространять на установки в целом.
Так, на крупных холодильниках оказывается выгодным
использовать эжекторы для снятия пиковых нагрузок в отдельных
камерах [17, 27, 28]. Эжекторы устанавливают на линиях выхода паров
аммиака из батарей каждой камеры. При загрузке отепленных
продуктов включают эжектор, и температура кипения в батареях
данной камеры понижается на 6—10° (в остальных камерах она
остается прежней). Это позволяет увеличить
холодопроизводительность батарей примерно в два раза при сохранении требуемой
температуры в камере.
Поскольку на холодильниках применяется централизованная
система холодоснабжения с параллельным подключением камер,
58

то при отсутствии эжекторов снятие пиковых нагрузок может быть
достигнуто лишь понижением общего давления всасывания
компрессоров. При этом, чтобы не понижалась температура кипения
в остальных камерах, после каждой камеры необходимо
установить автоматический дроссель, поддерживающий требуемое
давление до себя. Работа компрессора при низких температурах кипения
не экономична.
Таким образом, при наличии эжекторов неэкономичная работа
распространяется лишь на отдельные камеры с пиковыми
нагрузками, а при отсутствии эжекторов — на большинство камер.
Поэтому применение эжекторов оказывается здесь выгоднее.
Указанный пример показывает, что при проектировании
холодильных установок одной энергетической оценки циклов
недостаточно: необходимо учитывать также особенности эксплуатации
всей установки.
ЦИКЛЫ ВОЗДУШНЫХ И ГАЗОВЫХ МАШИН
Воздух из-за его безвредности и неограниченного запаса
явился одним из первых холодильных агентов, использовавшихся в
холодильной технике. Но оказалось, что воздушные машины
обладают существенными недостатками, поэтому они вскоре были
вытеснены паровыми. В последнее время F0-е годы) в связи с
развитием техники турбостроения, а также теоретических исследований
началось возрождение воздушных холодильных машин, которые
оказались весьма перспективными при температурах ниже —80°С.
Особенно возрос интерес к воздушным холодильным машинам,
когда в результате исследований [37] было показано, что
обработка мясных продуктов воздухом с температурой —1004—120° С
резко сокращает продолжительность замораживания (при
толщине мяса более 20 см — до 2,5 ч), улучшает качество и уменьшает
потери мяса при замораживании. Поэтому применение воздушных
холодильных машин в мясной промышленности даст большой
экономический эффект.
Общие свойства воздушных машин рассмотрены ниже на
примере простейшего цикла. Однако практическое применение нашли
лишь высокоэффективные регенеративные разомкнутые циклы
(с избыточным давлением и вакуумные).
Наряду с воздушными машинами при температурах ниже
—80° С начинают находить широкое применение газовые машины
типа «Филипс», в которых в качестве холодильного агента
используется водород или гелий.
В диапазоне температур —70^—120° С воздух можно
использовать только как газ, поскольку его критическая температура
равна—140,7° С.
Простейший цикл воздушной машины
Простейший цикл, состоящий из двух адиабат и двух изобар,
показан на рис. 24, а, а схема его осуществления на рис. 24,г.
В теоретическом цикле воздух адиабатически сжимается в ком-
59

прессоре (/—2), охлаждается до температуры окружающей среды
Тос при постоянном давлении B—3) и затем адиабатически
расширяется в детандере (расширителе) с отдачей внешней работы
с давления р до давления ро- С низкой температурой Г4 воздух
подается в камеру, охлаждает находящиеся в ней тела и, нагреваясь
при этом до температуры Гь снова поступает в компрессор.
1
J
4'
4*
г
? ^<
^у
'
г'
*у
^х*"/
т
Г
*0?
То
\
^' С
т
\
\
йрг
I/P,
XtS*
^4'
___
Рис. 24. Простейший цикл воздушной холодильной машины:
а и б — теоретические циклы при постоянных температурах объекта
и охлаждающей среды (а) и при переменных Т0 и Тос(б); в —цикл
с действительными процессами в компрессоре A—2') и детандере
C—4')\ г — схема цикла, К— камера, ОТ — движущиеся
охлаждаемые тела, Км — компрессор, ДТ — детандер, ОХ — охладитель.
Холодопроизводительность такого цикла
Яо = h - к -ср (Тх - ТА) Дж/кг, A-81)
где ср — удельная теплоемкость; для воздуха ср да 1000 Дж/(кг-К).
Работа, затрачиваемая в компрессоре при адиабатическом
сжатии
ка = 12 — к ДЖ/КГ. A—82)
Работа, отдаваемая в расширителе при адиабатическом
расширении
'pa = h — h Дж/кг. A—83)
60

Работа цикла /Ц=/Ка—/ра=площадь /—2—3—4.
Холодильный коэффициент теоретического (обратимого) цик-
ла [3]:
/ц Т%-Тг Tz~-Tt К '¦
В действительном цикле 1—2'—3—4' (рис. 24, в) работа сжатия
в компрессоре 1К больше адиабатической /ка, а работа
расширителя /р меньше, чем при адиабатическом расширении /ра.
Потери в компрессоре и расширителе оценивают
адиабатическими (эффективными) к. п. д.
*к *ра
или
/к = -"*-, а /Р=/Ра-Т]ра. A-86)
Чка
Холодопроизводительность действительного цикла меньше
теоретического на величину потерь в расширителе
Д/р = A — Г]ра)/р, A-87)
Холодильный коэффициент действительного цикла
8д=?от-A-ЧраНр A_88)
*ка «
—, <ра Чра
Чка
Величина этого коэффициента зависит от температуры воздуха
после расширителя 7V. При определенном значении этой
температуры 8Д имеет максимум [29]. Если задана только конечная
температура охлаждающего воздуха Ти то, варьируя количеством
подаваемого воздуха, можно так выбрать 7V , чтобы ед был
максимальным. Выбранное значение 7V определяет необходимое давление
сжатия. Например, чтобы получить 7V, необходимо давление р2\
На примере рассмотренного цикла отметим основные
недостатки воздушных холодильных машин, методы их усовершенствования
и область оптимального применения.
1. В условиях источников с постоянной температурой цикл
воздушной холодильной машины дает большие необратимые потери.
При источниках с переменной температурой (рис. 24,6), т.е.
при охлаждении потребителя холода от температуры Ту до 7V
и нагревании охлаждающей среды от Ту до Ту (например, при
ограниченном количестве воды, подаваемой в охладитель) цикл
1—2—3—4 приближается к идеальному, т. е. необратимые потери
п этом цикле меньше, чем в цикле, состоящем из двух адиабат
и двух изотерм Т2 и Г4 [4], который показан пунктиром.
2. Малая холодопроизводительность цикла q0 из-за низкой
теплоемкости воздуха требует большого количества воздуха,
циркулирующего в машине
М=— кг/с. A-89)
61

Поэтому воздушные машины экономичны только при больших
холодопроизводительностях, когда поршневые компрессоры и
детандеры заменяют турбокомпрессорами и турбодетандерами,
которые благодаря большому числу оборотов имеют малые
габариты.
3. Коэффициент теплоотдачи воздуха значительно ниже, чем
у жидкого холодильного агента при кипении, что приводит к
необходимости увеличения поверхностей теплообмена.
Однако если назначение машины охлаждать воздух, то можно
обойтись без теплопередающей поверхности в охлаждаемой
камере, подавая в нее холодильный агент — воздух, т.е. применив
разомкнутый цикл. По такому принципу создаются наиболее
эффективные аппараты для заморозки мяса или рыбы [37]. Вакуумный
разомкнутый цикл позволяет исключить также аппарат для
охлаждения воздуха после сжатия в компрессоре (горячий воздух
выпускают в атмосферу).
4. Большие потери в действительном цикле по сравнению с
теоретическим, особенно при высоких давлениях, поскольку работа
цикла представляет собой малую разность больших величин
(/к—'р). Небольшое увеличение работы сжатия /к и уменьшение
работы расширения 1Р приводит к резкому относительному возра-^
станию работы цикла. Например, если сжатие в машине
происходит с 0,1 до 0,4 МПа, то при адиабатическом к, п. д. компрессора
0,85, а детандера 0,8 работа в действительном цикле в 3,3 раза
больше, чем в теоретическом цикле.
Для уменьшения потерь в действительном цикле стремятся
повысить значения адиабатических к. п. д. компрессора и особенно
детандера, а также выбирать цикл с наименьшей разностью
давлений.
Регенеративный цикл
Для снижения давления в конце сжатия применяют
регенеративный цикл (рис. 25), т.е. цикл с теплообменником. Выходящий
из камеры еще холодный воздух (с температурой Тх), поступая
в теплообменник ТО, охлаждает подаваемый в детандер воздух от
температуры окружающей среды 7V до температуры 7V, равной
в теоретическом цикле Тх.
Из сопоставления регенеративного цикла Г—2Г—3"—4 и
простого 1—2—3—4 следует:
в обоих циклах количества подведенного и отведенного тепла,
соответственно равны
ъ = я* = *1-и; A~90>
Ч' = Ср (ТУ - 7У ) = q = ср (Г, - Г,), A-91)
а следовательно, равна и работа циклов l'=l и холодильные
коэффициенты 8/т = ег;
давление в конце сжатия у регенеративного цикла рг, необхо-
62

димое для получения температуры Т4 ниже, чем у простого цикла
Таким образом, с помощью регенеративного цикла можно
получить любую низкую температуру при весьма малом отношении
давлений. Поэтому рабочие коэффициенты компрессора и
детандера в действительном цикле с понижением температуры не
снижаются. В этом заключается основное преимущество воздушных
регенеративных машин по сравнению с паровыми компрессионными,
благодаря которому удается весьма низкие температуры получить
без существенного усложнения конструкции, и при достаточно низ-
з*
Ia/iaJ
чП
Ф2
ТО
т*
'///////////А/л>
А к
z3u
У,
км
Ит
д
/7777777777777/,
а
. S^J^*
h y^y^V"
y/ h
1 ч
[ — ^-
Рис. 25. Регенеративная воздушная холодильная машина:
а ~ схема, ЦТ — детандер, ТО — теплообменник, ОХ — охладитель, Км —
компрессор, К — камера, Д — двигатель; б — процессы в диаграмме S — Т.
ких температурах они становятся более экономичными, чем паро-
компрессионные.
Недостаток регенеративного цикла — наличие дополнительного
аппарата — теплообменника, поверхность которого возрастает с
понижением получаемых температур. Вместо теплообменника часто
применяют более простые и дешевые аппараты — регенераторы,
которые представляют собой аккумуляторы холода периодического
действия.
Разомкнутый цикл с избыточным давлением
В разомкнутом цикле с избыточным давлением [30]
турбокомпрессор 6 (рис. 26) сжимает атмосферный воздух до избыточного
давления 0,2—0,3 МПа и направляет его в левый регенератор 5.
Регенератор имеет насадку, способную аккумулировать тепло при
прохождении через нее воздуха. Насадку выполняют, например,
из металлической гофрированной или бугорчатой ленты, свернутой
в диски. Соприкасаясь с холодной насадкой регенератора, сжатый
иоздух охлаждается до температуры Г3, которая на 3—5° С выше
63

верхней температуры охлаждаемого объекта (Т5). Давление в
точке 3 ниже, чем в точке 2 на величину сопротивления регенератора.
После регенератора воздух расширяется в турбодетандере до
давления чуть выше атмосферного (точка 4), охлаждаясь при этом
еще на 40—50° С, и поступает в камеру. Отводя тепло от
охлаждаемого объекта, воздух нагревается в камере до температуры Г5,
затем охлаждает правый регенератор (процесс 5—6) и отепленный
выбрасывается наружу. Когда правый регенератор охладится до
требуемой температуры
(температура холодного конца
станет близкой к Г5), клапаны 4
и 8 переключаются, и воздух
из турбокомпрессора станет
поступать в правый
регенератор, а из камеры в левый
(показано пунктиром).
Вместо турбокомпрессора
в этой установке можно
использовать воздух из пневмо-
сети, что упрощает устройство
холодильной машины.
Наинизшая достижимая
температура (порядка —100° С)
определяется тем, что холодо-
производительность i$—U не
только используется на
охлаждение камеры, но и
расходуется на тепловые потери в
регенераторе, которые при низких
температурах весьма велики.
Вакуумный разомкнутый цикл
Вакуумный разомкнутый цикл впервые применен в турбохоло-
дильной машине ТХМ-300 [31].
Атмосферный воздух через левый клапан 7 (рис. 27) поступает
в левый регенератор б, охлаждается в нем до температуры Г4
(например, —80°С) и через нижний левый клапан 8 направляется
в камеру 5. Охладив камеру, воздух нагревается примерно на 30° С
и поступает в турбодетандер 4. Здесь он расширяется с
атмосферного давления до 0,05 МПа (абс), охлаждаясь при этом с —50
до —84° С, и, поступая в правый регенератор, охлаждает его,
подготавливая к работе (процесс 6—1). Затем воздух сжимается
компрессором до атмосферного давления A—2) и выбрасывается
наружу. Когда правый регенератор достаточно охладится, клапаны
7 и 5 переключаются, и воздух из атмосферы начнет поступать
-в правый регенератор, а холодный воздух из турбодетандера —
в левый.
Рис. 26. Воздушная холодильная
машина Н. Н. Кошкина:
а — принципиальная схема: / — камера,
2 — турбодетандер, 3 — тормоз, 4 —
переключающие клапаны, 5 —
регенераторы, 6 — турбокомпрессор, 7 —
электродвигатель, 8 — переключающие клада-
ны; б —процессы в диаграмме T — S.
64

Холодопроизводительность машины ТХМ-300 примерно 30 кВтг
количество циркулирующего воздуха 1 кг/с; мощность двигателя
60 кВт.
Рис, 27, Воздушная холодильная машина с вакуумным
циклом;
й — принципиальная схема: / — электродвигатель, 2 — редуктор,
3 — турбокомпрессор; 4 — турбодетандер, 5 — камера, 6 —
регенераторы, 7 — переключающие клапаны теплые, 8 —
переключающие клапаны холодные; 6 — процессы в диаграмме Т — 5.
Цикл газовой машины «Филипс»
Цикл из двух адиабат и двух изобар для источников с
постоянной температурой дает, как указывалось, большие необратимые
потери. Такие потери значительно снижены в регенеративном
цикле Стерлинга, который состоит из двух изотерм и двух изохор
(рис. 28,а и б). Благодаря отводу тепла по изотерме 3—4, а не по
изобаре 3'—4 (рис. 28, в) необратимые потери сокращаются на
величину, соответствующую площади 3—3'—4. Аналогично снижены
потери и при отдаче тепла по изотерме 1—2 источнику с высокой
температурой. По такому циклу работает газовая машина
Филипса. Теоретически этот цикл имеет такой же холодильный
коэффициент, как и цикл Карно для тех же температурных источников.
Рассмотрим схему (рис. 28,г), которая позволяет осуществить
такой идеализированный газовый цикл. При переходе из
состояния 1 в состояние 2 в цилиндре двигается только правый поршень.
Газ сжимается с давления р\ до давления р2, а тепло сжатия
отводится охлаждающей водой с температурой Т в холодильнике
компрессора.
Процесс сжатия, близкий к изотермическому, достигнут
благодаря тому, что охладитель с развитой поверхностью находится
непосредственно в полости сжатия, и тепло отводится в процессе
сжатия.
Г) В. Д. ВайнштеЙн, В. И. Канторович
65

В процессе 2—3 оба поршня двигаются влево с одинаковой
скоростью. Газ перемещается из полости А компрессора в полость Б
детандера и, соприкасаясь с холодной насадкой регенератора,
охлаждается до температуры холодного источника Г0. Удельный
объем его v2 при этом не изменился.
В процессе 3—4 влево двигается только поршень детандера.
Полость Б увеличивается, и газ расширяется (с отдачей внешней
Рис. 28. Идеализированный цикл газовой холодильной
машины Филипса:
а — в диаграмме 5 — 7"; б —в диаграмме р — v; в — сравнение
цикла Стирлинга с циклом из двух адиабат и двух изобар;
г — схема движения поршней.
работы) с давления /?3 до давления р4. Однако температура газа
Го не снижается, так как в процессе расширения он отводит от
охлаждаемой среды, проходящей через рубашку детандера, тепло
<7о. В процессе 4—/ (переход от нижнего рисунка к верхнему) оба
поршня с одинаковой скоростью движутся вправо, и газ
перемещается из полости Б в полость Л, по пути охлаждая регенератор
с температуры Т до Т0, Затем газ снова сжимается в полости А, и
круговой процесс замкнутого цикла повторяется.
Количество холода, отводимое за цикл (на 1 кг газа) в
процессе 3—4 (с учетом, что v±=v\ и у3=^2)
<70 = RT In — . A-92)
Работа, расходуемая за цикл
/ = я (Г — Г0) In — . A—93)
v2
66

Следовательно, холодильный коэффициент машины
/ Г-70 '
т. е, такой же, как и в цикле Карно. Следовательно, данный цикл
наиболее эффективен для источников с постоянными
температурами.
Рис. 29. Холодильная машина Филипса:
/прощенный разрез; б — изменение объемов сжатия А и расширения Б от
угла поворота вала а.
В отличие от рассмотренной идеализированной схемы в
действительной машине.поршни движутся непрерывно. Поэтому
процессы несколько отличаются от изотермических и изохорических,
а холодильный коэффициент ниже величины, определяемой выра^
жением (I—94).
На рис. 29, а показан упрощенный разрез газовой холодильной
машины Филипса. Периодическое изменение объемов сжатия А
и расширения Б осуществлено здесь за счет того, что крайние
шейки вала, от которых движение передается через два шатуна
нижнему (основному) поршню, смещены на угол ср по отношению
к средней шейке, которая через шатун и центральный шток
приводит в движение верхний поршень (вытеснитель).
Общий суммарный объем (Va+Уб) зависит от положения
только нижнего поршня. Нижняя кривая на графике рис. 29,6
показывает характер изменения общего объема от угла поворота
коленчатого вала.
При повороте вала примерно от 10 до 100°, когда нижний
поршень находится вблизи нижней мертвой точки, общий объем почти
не меняется (процесс 4—1). При этом поршень-вытеснитель дви-
5*
67

жется вверх, уменьшая объем Б и увеличивая объем А.
Регенератор охлаждается от температуры Т до Г0.
При движении основного поршня вверх (а^ЮО -н 190°) общий
объем уменьшается (процесс /—2). Поскольку теперь поршенЬ-вы-
теснитель находится вблизи своей верхней мертвой точки, а
нижний поршень движется вверх, происходит сжатие газа в полости А
и охлаждение его водой (в холодильнике).
В процессе 2—3 (а» 190 -*- 280°) нижний поршень находится
вблизи верхней мертвой точки. Общий объем минимальный и
примерно постоянный, а поршень-расширитель движется вниз,
увеличивая объем Б и уменьшая объем А. Благодаря этому сжатый газ
из нижней полости А перетекает в полость Б, по пути охлаждаясь
в регенераторе от температуры Т до Т0.
В процессе 3—4 оба поршня движутся вниз. Объем А примерно
постоянный (минимальный), ta объем Б увеличивается. Газ
расширяется с отдачей работы и, стремясь охладиться, отводит тепло
<7о от окружающей среды, которая соприкасается с верхней
наружной оребренной поверхностью цилиндра. Температура газа в
процессе расширения Т0 остается примерно постоянной, так как
охлаждение за счет расширения с отдачей работы компенсируется
теплом <7о» которое охлаждаемая среда отдает газу.
В качестве рабочего вещества используют водород или гелий.
При этом машину наполняют (при нижнем положении основного
поршня) примерно до 1,6 МПа. Максимальное давление за счет
уменьшения общего объема в 2 -f- 2,5 раза выше. При более низких
давлениях работать менее выгодно, так как при этом уменьшается
количество циркулирующего газа и, следовательно, холодопроизво-
дительность машины. Применение указанных газов, обладающих
очень малой плотностью, позволяет применить теплообменные
аппараты с большим количеством каналов малого проходного
сечения (диаметр 1 мм и менее). Поэтому в небольшом объеме
сконцентрирована большая теплообменная поверхность, что резко
снижает необратимые потери за счет уменьшения перепада
температур, а также массу и размеры машины.
До температур порядка —130° С в качестве рабочего вещества
можно использовать сухой воздух.
Машину Филипса можно использовать в очень широком
диапазоне температур: от —50 до—200°С. Ее применяют для различных
испытаний при низких температурах, когда не требуется большая
холодопроизводительность, для получения жидкого воздуха, азота
и сжижения других газов, для разделения газовых смесей и в
других случаях [32 -4- 34].
Сравнение воздушных и газовых машин с паровыми
Основное отличие воздушных холодильных машин от паровых
с экономической точки зрения заключается в том, что с
понижением температуры нижнего источника Т0 степень термодинамического
совершенства (отношение действительного холодильного коэффи-
68

циента к идеальному) у воздушных машин несколько
возрастает, а у паровых резко падает. Это вызвано тем, что с понижением
Г0 у паровых машин быстро возрастает отношение давлений рк/Ро>
а следовательно, ухудшаются действительные коэффициенты
компрессора и возрастают необратимые потери в действительном
цикле. У воздушных машин отношение давлений р/ро небольшое
B -ь 4) и абсолютное значение работ сжатия и расширения почти
не изменяется в широком интервале понижения температуры Т0.
0.8
Рис. 30. Действительный холодильный коэф- ^
фициент ее и удельная эффективная холо-
допроизводительность Ке газовых и паровых о,4
холодильных машин:
/ —АКФДС1.2-70; 2 —ФКМ0,3-110; 3 — машина Фи- 0J
липса PGA-105; 4 — машина Филипса фирмы
«Веркспор» при давлении водорода 3,5 МПа;
5 — воздушная машина ТХМ-300.
-
-
_
-
U
\^у^
\ _^
yt^
[_ ,
* .
5>^
—-1
^Т2^
/ J
—
,
/у
.
1
/ -
/ -
{
1
800
600
400
200
140 -120
-80 -60 СС
На рис. 30 приведены сравнительные результаты испытаний
воздушной турбохолодильной машины ТХМ-300 [35], машин
Филипса PGA-105 [36] и фирмы «Веркспор», а также паровых
машин— каскадной ФКМ 0,3-110 и двухступенчатой ФДС 1,2-70.
Машина PGA-105 с диаметром цилиндра 80 мм, ходом рабочего
поршня 52 мм и вытесняющего 30 мм заполнена гелием при
2,4 МПа. Мощность электродвигателя И кВт, число оборотов 1450
в минуту. Холодопроизводительность машины 1700 Вт при
температуре воздуха на выходе из головки —100° С и 1100 Вт при
—160° С. Диапазон работы машины от 20 до —180° С. Машина
охлаждает термокамеру объемом 0,38 м3.
Машина фирмы «Веркспор» работает на водороде при давле-
' пии до 3,5 МПа. Холодопроизводительность машины при
температуре —80° С равюа 21 кВт, а при —200° С — 9 кВт. Регулирование
холодопроизводительности от 100 до 10% достигается
уменьшением давления водорода от 3,5 до 0,5 МПа, при этом при снижении
холодопроизводительности до 30% холодильный коэффициент
практически не изменяется.
Результаты сравнения показывают, что при температурах
—80-^—100° С воздушные и газовые машины имеют энергетические
показатели примерно такие же, как у паровых каскадных машин.
В этой области выбор машины должен определяться более полным
технико-экономическим анализом, учитывающим габариты
машины, надежность работы и другие эксплуатационные показатели.
При температурах ниже —100°С предпочтительнее воздушные
п газовые машины, а при температурах выше —80° С — паровые
машины.
№

ГЛАВА II
КОМПРЕССОРЫ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ
ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
ТЕПЛОВЫЕ РАСЧЕТЫ КОМПРЕССОРОВ
Холодопроизводительность
Холодопроизводительность компрессор а
Qo = —*о Вт, (И-Г)
где Vj^M — объем, описываемый поршнями компрессора, м3/с;
vBC — удельный объем всасываемого пара, м3/юг;
Я — объемный коэффициент компрессора (коэффициент подачи);
<70 — холодопроизводительность 1 кг агента, Дж/кг;
q0 и vBC определяют при расчете цикла (см. гл. I).
Описываемый объем компрессора определяется
геометрическими размерами компрессора.
Для поршневых компрессоров:
простого действия
tcD2 „ л „
двойного действия
VKm = -J- B^2 - <4т) &• -~ м»/с, (II—3)
где dmT —диаметр штока, м.
Для ротационных пластинчатых компрессоров
VKu = BnD-id)eL. -^- м»/с (И-4)
где ? — длина цилиндра, м;
e=0,5(D—dp) — эксцентриситет, м;
dp —диаметр ротора, м;
6 — толщина пластин, м;
I — число пластин.
Потребляемая мощность
При расчете компрессора определяют сначала адиабатическую
мощность, а затем, вводя рабочие коэффициенты, ;вносят поправки,
учитывающие отклонения действительной потребляемой мощности
от адиабатической.
Сжатие по адиабате не следует рассматривать как идеальный
процесс. Для газового компрессора наименьшая работа
затрачивается при сжатии по изотерме, а для холодильного компрессора —
при сжатии сначала по изотерме (до состояния насыщения), а
затем по верхней пограничной кривой.
Мощность, необходимая для адиабатического сжатия
JVafl = ЛШад Вт, (II—5)
70

где М — действительное количество циркулирующего агента, кг/с;
Д*'ад— разность энтальпий конца адиабатического сжатия и всасываемого пара,
Дж/кг.
Действительная мощность, затрачиваемая на сжатие пара
(индикаторная)
д/.^^Д. Вт, (И—6)
где y\i — индикаторный коэффициент компрессора.
Мощность на валу компрессора (эффективная)
Лмех
Вт, (И-7)
где 11мех—механический к. п. д. компрессора, учитывающий потери на трение.
Для учета потерь на трение вместо у|мех часто пользуются
соотношением
Ne = Nt + NTP Вт, (Н-8)
где Л;тр — мощность, расходуемая на трение.
Для оценки суммарных потерь в компрессоре пользуются
эффективным к. п. д. компрессора т)е, который связывает
адиабатическую мощность с мощностью на валу компрессора
Пе = ~^Ц1ЧА^х- (И—9)"
Чтобы перейти от мощности на валу компрессора Ne к
мощности, потребляемой электродвигателем из сети N& (электрической),
необходимо учесть к. п. д. электродвигателя
N9 = -%?-'. (Н—Ю)
"Лдв
Индикаторный и эффективный к. п. д. позволяют сравнивать
действительную мощность с адиабатической, поэтому их называют
адиабатическими.
ОБЪЕМНЫЕ КОЭФФИЦИЕНТЫ КОМПРЕССОРА
Анализ объемных потерь компрессора
Общий коэффициент подачи, учитывающий объемные потери
в компрессоре, состоит из следующих частных коэффициентов:
% — Лс Лдр ЛдаЛплЛпр » (II—II)
где лс — коэффициент мертвого пространства (в литературе называемый обычно
объемным коэффициентом, что не точно, так как все коэффициенты
в формуле II—11 учитывают объемные потери);
^др — коэффициент дросселирования;
kw — коэффициент подогрева;
^пл — коэффициент плотности;
^пр — коэффициент прочих потерь.
Коэффициент Яс учитывает потери производительности,
связанные с расширением пара из мертвого пространства при обратном
ходе поршня. Его можно определить по индикаторной диаграмме
(рис.31)
К=~^ (И—12)
71

или по формуле
--[(^Н-
(II-13)
где с — мертвое пространство (в долях от объема цилиндра);
Рве и рн— давление соответственно перед всасывающим патрубком и после
нагнетательного патрубка компрессора;
Дрн— потеря давления в нагнетательных клапанах и каналах
компрессора (разность давлений нагнетания и в цилиндре) в верхней
мертвой точке;
т— показатель политропы обратного расширения.
Коэффициент Ядр
учитывает снижение
производительности вследствие того, что в
нижней мертвой точке давление
в цилиндре меньше, чем
давление всасывания.
Из индикаторной
диаграммы
L
D L
"н Г
%[
*4
р
_л
1\\ *
\ " ¦
1 ^ —
^nj
? ¦
S _.
^
^др —
(И—14)
Коэффицент Ядр можно
выразить формулой [9]
Рис. 31. Индикаторная диаграмма
поршневого компрессора.
ЯдР — 1 ¦
A +с)Арвс
ЯсРвс
(И—15)
где Дрвс—разность между давлением всасывания и давлением в цилиндре
в нижней мертвой точке.
Коэффициент подогрева %w учитывает уменьшение
производительности компрессора, обусловленное подогревом всасываемого
пара в результате соприкосновения со стенками всасывающего
канала и цилиндра [3]
К = ^> (П-16)
* ц
где Твс и Тц—температуры пара соответственно перед всасывающим патрубком
и в цилиндре в момент закрытия всасывающего клапана, К.
Коэффициент Япл учитывает потери, связанные с перетечками
пара через поршневые кольца, закрытые клапаны, либо мимо
клапанов.
Коэффициент ЯПр учитывает уменьшение производительности
компрессора при работе с малыми перегревами (стр. 14).
При практических расчетах вычислять коэффициент подачи по
формулам (II—11, II—13, II—15 и II—16) затруднительно, так как
в эти формулы входит ряд неизвестных величин (т, Дрвс, ДРн, Тц,
Япл, Япр), которые можно определить только экспериментально. Це-
72

лесообразнее пользоваться значениями Ху полученными при
испытаниях компрессоров.
Коэффициенты подачи одноступенчатых компрессоров
Коэффициенты подачи, полученные при испытаниях
одноступенчатых компрессоров, приведены на рис. 32. Из рис. 32 видно, что
у компрессоров с мертвым объемом с = 3,5~ь4,5% значения
коэффициентов подачи близки между собой (кривые /-ь-4), С умень-
' / i 3 Ь 5 В 7 8 3 10 11 12 13 14 15 16 17 18 30
Рн/Рдс
Рис. 32. Коэффициенты подачи одноступенчатых компрессоров:
1 — ABI00 и АУ200, с=3,74%, 960 об/мин, *K=3Q° и 35° С; AO1200 и ДАО550
(верхняя ступень) *К=35°С и 40° С, /0>— 25° С; 22ФУ200, 960 и 720 об/мин; УУ220,
с=4%, 1440 об/мин, NH3; 2 — АУУ90, Ф-22 и NH3; 3 —22ФУ200, 720 об/мин; 4 —то
же, 960 об/мин; 5 — ФУС12 [112], с=1,4%, Ф-22 и Ф-502, .1440 об/мин; 6 — то же,
960 об/мин.
шением мертвого объема до 1,5% коэффициенты подачи при
больших отношениях давления значительно повышаются (кривые 5,6).
Заметно также некоторое влияние числа оборотов п компрессора:
с повышением п значения % уменьшаются.
Приведенные экспериментальные данные можно обобщить с
точностью до 5% уравнением, предложенным В. Канторовичем
X = 0,8— с — — 0,004 — + 4с. (И—17)
Рве Рве
Коэффициенты подачи поршневых
поджимающих компрессоров
У поршневых поджимающих компрессоров, работающих на
фреоне-22, коэффициенты подачи ниже, чем у компрессоров
верхней ступени, и с ростом pJpBC падают значительно быстрее. На
рис. 33, а показаны К обеих ступеней, полученные при испытаниях
двухступенчатой машины ФДС20. Аналогичная картина
наблюдалась при испытаниях машин ФДС5 (завод «Компрессор»), ФДС1,2
(ВНИИХолодмаш), ФДС1М и ФДС2,5-70 (Одесский завод
холодильного машиностроения).
73

Крутой наклон Я у нижней ступени (кривые 3 и 4) можно
объяснить тем, что при работе поджимающего компрессора в
двухступенчатой машине рост рн/рвс сопровождается снижением рщ>
(т. е. давления нагнетания нижней ступени) и разности Др=рн—
Рве- При низких Др не обеспечивается прижим пластин клапанов
к седлу1. Это приводит к уменьшению плотности клапанов [38].
Яг
О К Ofy «J Цд pMtMfla
6
'J 4 5 6 7 8 9 10 11 12(Рн1Рь)
Рис. 33. Влияние давления нагнетания рв на коэффициент подачи
компрессоров:
а — коэффициенты подачи компрессоров первой и второй ступени; б —
коэффициенты подачи при различных рн; в—то.же, при pH/pBC=const
(построено по данным графика б). / — 22ФУ200 (верхняя ступень ФДС20),
720 об/мин, с=3,74%; 2 — то же, 960 об/мин; 3 — БФУУ20М (нижняя ступень
ФДС20), 960 об/мин, с=3,77%, клапаны пятачковые; 4 — то же, с=4,82%,
клапаны ленточные; 5—4ФУ15 [173], с=4,5%, 720 об/мин, ,5=140 мм, Ф-22;
6 — ФУ175, с~4,7%, 960 об/мин, 5=130 мм, Ф-12; 7 — БФУУ20 A-я ступень
ФДС20), с=4,82%, 960 об/мин, 5=130 мм, Ф-22; 8 — 4Ф22У19 (нижний каскад
ФКМ15), с-4,7%, 720 об/мин, 5=140 мм, Ф-13; 9 — нижняя ступень, NH3;
БАУ200, 960 об/мин, U>—55° С и ДАО550, 500 об/мин, U>— 45° С; /^ —
соответствует кривой 1 на рис. 32; 11 — нижняя ступень, NH3: РАБ-150, РАБ-300
и РАБ-600 [44, 45].
При обработке экспериментальных данных необходимо на
графике в координатах X—рн/рвс (рис. 33, а) объединять точки с
одинаковыми ря. Результаты испытаний идентичных компрессоров,
обобщенные указанным методом, показаны на рис. 33, б.
Вторым параметром (кроме рн/рвс), от которого зависит
^вместо рн может быть выбрано Ар или рве, так как условия работы
компрессора при этом будут определены однозначно в любой точке
1 При испытаниях это проявилось в том, что пластины клапана имели слабые
следы приработки к седлу.
74

графика. Однако параметр рн удобнее, поскольку в полученное
семейство кривых хорошо вписываются графики X для компрессоров
высокой ступени (верхняя кривая на рис. 33,б), для которых
рн»const. С повышением рн плотность клапанов возрастает и Ясна-
чала резко растет, но уже при /?н=0,6—0,8 МПа рост замедляется
и практически уже не зависит от ря (рис. 33, в).
Аналогично обработаны данные испытаний двухступенчатой
машины ФДС1,2 (рис. 34). В связи с малым мертвым объемом
5 W 15 Я 25 тЯ Pjpsc
Рис. 34. Коэффициенты подачи компрессоров на фре-
оне-22 с малым мертвым объемом:
а — зависимость коэффициентов подачи от Рн/рвси рн; б
—зависимость Я от рн при рн/рвс = const (построено по данным
графика а). 1 и 2 — ФДС1.2 (ВНИИхолодмаш): / — ФВНб
верхняя ступень; 2 — ФУН12, нижняя ступень; 3 и 4 — ФУН8
1172]: 3 — с водяным охлаждением, 1125 об/мин; 4 — без
охлаждения, 1500 об/мин.
значения % по абсолютной величине выше, чем на рис. 33, однако
резкое снижение X с падением ря также выражено ярко.
У аммиачных компрессоров давление нагнетания в меньшей
степени влияет на коэффициент подачи. Однако и для них наклон
кривой А у поджимающих компрессоров больше, чем у
компрессора верхней ступени (см. рис. 33, кривые 9 и 10).
Таким образом, из-за низких значений % поршневые
компрессоры в качестве поджимающих неэффективны. Более выгодны
ротационные компрессоры (кривая 11), у которых X почти не
снижается с ростом отношения давлений.
ЭНЕРГЕТИЧЕСКИЕ КОЭФФИЦИЕНТЫ КОМПРЕССОРА
Анализ энергетических потерь
Энергетические потери при сжатии пара учитываются
индикаторным коэффициентом Ц{. Этот коэффициент можно представить
как произведение следующих частных коэффициентов
Л* = Лсж % ЧЧрш Лвс *\w Чпл Т)пр, (И—18)
75

где т)сж> %, Лрш и Лвс — коэффициенты, учитывающие энергетические потери
соответственно при сжатии, нагнетании, расширении и
всасывании, которые могут быть определены из индикаторной,
диаграммы;
Лай Лпл и г)лр— коэффициенты, учитывающие энергетические потери,
приходящиеся на 1 кг поданного компрессором пара, связанные
с объемными потерями. Они численно равны
соответствующим коэффициентам %Wl ^пл и Я0Р (см. стр. 71).
Для определения г)Сяо Цъ %ш и т]Вс удобнее всего сравнивать
действительную индикаторную диаграмму A—2—3—4 рис. 35)
с диаграммой
теоретического компрессора, у
которого мертвый объем такой
же, как у данного
компрессора, но процессы сжатия
и расширения
адиабатические, а дроссельные потери
отсутствуют A'—2'—Зг—4).
Площадки на
действительной диаграмме, увели-
C'lf^a
1 Рис. 35. Определение энергетиче-
L ских потерь по индикаторной
диаграмме.
чивающие ее площадь по сравнению с теоретической,
соответствуют увеличению мощности.
Коэффициент, учитывающий потери мощности в связи с
дроссельными потерями при нагнетании
т|н = Г~' (И—19)
1+
/н
где /н — площадь 5—2—3—3', a FT — площадь Г—2'—3'—4'.
Коэффициент, учитывающий потери из-за дросселирования на
всасывании
Лвс^
1
(II—20)
1+-
Коэффициент, учитывающий потери при сжатии
Л еж —
1-
/сж
("—21)
Изменение площади индикаторной диаграммы из-за
отклонения действительной линии сжатия от теоретической вызвано неади-
76

абатичностью процесса сжатия, а также тем, что давление в точке
1 (начало сжатия) ниже давления всасывания.
Неадиабатичность процесса сжатия может как увеличить, так
и уменьшить площадь индикаторной диаграммы. При охлаждении
цилиндров обычно процесс сжатия сначала отклоняется вправо,
затем влево от адиабаты (см. рис. 35). Поэтому /
еж надо находить
как алгебраическую сумму соответствующих площадок и
подставлять в формулу (II—21) со своим знаком. При интенсивном
охлаждении /сж<0 И Т1сж>1.
Понижение давления в точке /' приводит к уменьшению
площади индикаторной диаграммы, так как вся линия сжатия
опускается. Однако это связано не с уменьшением мощности на сжатие
каждого килограмма пара, а с уменьшением количества
сжимаемого пара. Чтобы коэффициент т]сж не оказался завышен, в
формулу (II—21) введен коэффициент Ядр.
Коэффициент, учитывающий потери при расширении
лрш^—1—--7Г- <n-22>
14- Грш К
Эти потери связаны с неадиабатичностью процесса расширения.
При охлаждении цилиндра водой площадь диаграммы
увеличивается и т|рш снижается. Однако это снижение меньше, чем
увеличение т)Сж, так как количество сжимаемого пара больше количества
пара, расширяющегося из мертвого пространства (линия обратного
расширения расположена круче и площадь fpm невелика).
Для учета изменения количества холодильного агента,
прокачиваемого действительным компрессором по сравнению с
теоретическим (отрезок 4—4') в формулу (II—22) введен поправочный
множитель %JKTC (%1 — коэффициент мертвого пространства при
расширении по адиабате, кс — то же, в действительном цикле).
Значение этого множителя близко к единице.
При интенсивном охлаждении цилиндров (г]сж>1) и
незначительных остальных потерях теоретически возможно достичь г]г>1.
Такая возможность связана с тем, что сравнение производится с
адиабатическим процессом сжатия, а не с идеальным. Однако
практически T]i<l*.
Разбивка г|г на отдельные составляющие коэффициенты для
анализа энергетических потерь в компрессоре впервые
предложена Б. Л. Цырлиным [39]. Однако он принимает в качестве
сравнительной индикаторную диаграмму компрессора без мертвого
пространства V—2—3'—6 (см. рис. 35). Такая диаграмма по
площади значительно больше теоретической диаграммы V—2'—3'—4\
поэтому она сильнее отличается от действительной, особенно при
больших отношениях давлений, характерных для низкотемператур-
* Поскольку Г)г может оказаться больше единицы, не следует этот
коэффициент и составляющие его частные коэффициенты (см. формулу II—18) называть
коэффициентами полезного действия.
77

ных машин. Поскольку площадки, характеризующие потери,
оказываются малыми по сравнению с площадью теоретической
диаграммы, роль отдельных потерь снижается, а частные
коэффициенты оказываются завышенными. Чтобы не был завышен общий
коэффициент щ, произведение частных коэффициентов умножают на
Яс. Кроме того, в этом методе менее наглядно выявляются потери
при расширении.
Методы экспериментального определения энергетических
потерь
Для определения индикаторной мощности Ni по индикаторной
диаграмме применяют формулу
Nt = Pi УКм Вт, AГ—23)
где р,—-среднее индикаторное давление, т. е. отношение площади индикаторной
диаграммы к ходу поршня, Па. ¦
Однако на индикаторной диаграмме отражаются не все потери
мощности, расходуемой на сжатие (нельзя определить r\w и т)Пл).
Более точно можно определить N* и щ при испытаниях
компрессора, когда снимают индикаторную диаграмму и определяют
коэффициент подачи. Для этого применяют следующий порядок
расчета:
*по индикаторной диаграмме определяют произведение у]сш-
¦'Прш-'Пн-'Пвс, как отношение фактической площади диаграммы к
теоретической (с мертвым объемом);
из анализа той же диаграммы находят Кс и Ядр;
Y * %
ВЫЧИСЛЯЮТ Г]«)-Г|пл = А^Лпл= —:
Ас Лдр
НаХОДЯТ Т)» = (ЛсжПршЛн^вс) ' (ЦюЦпп);
по формуле (И—6) определяют Nt.
Если индикаторную диаграмму не снимают, Ni с достаточной
точностью можно определить по формуле
N? = Ne-Nrp.
Для определения эффективной мощности Ne измеряют
мощность, потребляемую электродвигателем из сети NB и умножают ее
на к. п. д. электродвигателя г]дв при данной нагрузке. Поскольку
в рабочих режимах низкотемпературных машин электродвигатели
часто бывают недогружены, т)дв у них может заметно отличаться
от номинального (табл. 6).
Мощность трения NTV в первом приближении равна мощности
холостого хода компрессора iV^xx.
Для определения Ne компрессор пускают со снятыми
нагнетательными клапанами. Когда нагрев масла примет
установившееся значение, замеряют мощность, потребляемую
электродвигателем N* . Тогда
Л^Л^Пд,. (И-24)
Формулой (II—24) можно пользоваться, если для привода
компрессора применить специальный двигатель малой мощности, что-
78

Таблица 6
Марка
электродвигателей
АОП2-72-4
АОП2-81-4
АОП2-82-4
АП91-4
АП92-4
АОП2-81-6
АОП2-82-6
АОП2-91-6
АОП2-92-6
A3-315S-6
АЗ-315М-6
А103-6М
А104-6М
АОП2-82-8
АОП2-91-8
АОП2-92-8
A3-315S-8
А102-8
А103-8
А104-8
А112-8/12 (двухско-
ростной)
Мощность, кВт

номинальная
30
40
55
75
100
30
40
55
75
НО
132
160
200
30
40
55
90
100
125
160
( 55
X 75
холостого
хода
—
Е
1,56
1,9
3,0
2,0
2,3
2,6
4,4
1,08
2,5
1,7
3,3
3,0
3,6
4,2
3,8
К. п. д
25
0,865
0,88
0,80
0,88
0,815
0,85
0,86
—
0,845
0,87
0,84
—
при мощности на валу
номинальной
50
0,87
0,90
0,91
0,89
0,93
0,89
0,905
0,905
0,91
0,93
0,94
0,94
0,935
0,905
0,915
0,90
0,93
0,91
0,925
0,93
0,84
0,87
Г *
0,89
0,91
0,92
0,91
0,935
0,90
0,915
0,92
0,99
0,935
0,94
0,945
0,94
0,91
0,925
0,92
0,93
0,92
0,935
0,94
0,865
0,895
, % от
100
0,89
0,91
0,92
0,91
0,915
0,90
0,915
0,91
0,92
0,925
0,93
0,94
0,94
0,91
0,92
0,92
0,91
0,915
0,93
0,94
0,869
0,898
бы в режиме холостого хода компрессора он был загружен более
чем на 50%. Для двигателя, комплектующего данный компрессор,
пользоваться значениями т}дв в области малых нагрузок нельзя, так
как они близки к нулю. Для такого двигателя следует построить
график зависимости N9 от Ne (рис. 36). В области больших
нагрузок (более 25%), задаваясь значениями Nd находят
соответствующие Ме=МэГ1дв (лдв берут по каталогам). Затем измеряют
мощность холостого хода электродвигателя (без компрессора) ЫЦ и
откладывают ее на оси ординат. Полученную точку А соединяют
с концом Б имеющейся кривой (на рисунке показано пунктиром).
Таким образом, измерив JVSxx компрессора (точка В на ординате),
по графику можно определить Л^ ..
Л^хх некоторых компрессоров приведены в табл. 7.
Подсчет мощности холостого хода для указанных
компрессоров по методике, рекомендуемой в работах [9, 10], приводит к
существенным ошибкам в сторону увеличения (иногда в несколько
раз).
На основе теории жидкостной смазки [3], согласно которой
сила трения зависит не от силы нормального давления, а только от
скорости перемещения трущихся тел, считали, что мощность
79

трения компрессора при данном п не зависит от нагрузки (равна
мощности холостого хода компрессора). В действительности
жидкостная смазка в компрессорах не всегда полностью
обеспечивается. Исследования, проведенные Б, Л. Цырлиным, показали, что
мощность трения с увеличением нагрузки несколько возрастает.
Для определения JVTP при различных нагрузках Б. Л. Цырлин
предложил достаточно точный и простой метод. Компрессор вклю-
*:***" п*м Таблица 7

Компрессор
2ФВ15
22ФУ200
22ФУ200
4ФУ-19
ДАУУ100
ФУУ350
У У 220
Частота
вращения,
об/мин
720
720
960
720
960
960
1440
о х
О ^
3,8
3,8
5,5
4,9
8,0
8,3
5,4
Рис. 36. Построение
характеристики N3—f(Ne) для
электродвигателя мощностью 40 кВт. ч
чают с заглушённым всасывающим клапаном и без нагнетательного.
При этом картер подсоединен к некоторой емкости с низким
давлением, а нагнетательная сторона — к емкости с высоким
давлением. Разность давлений на поршень во время опыта постоянна.
При такой работе газ не сжимается, и мощность расходуется
только на трение. Разность давлений в емкостях выбирают равной
средней разности давлений нагнетания и всасывания Дрср при работе
компрессора в заданном режиме.
Разность давлений Дрср не равна среднему индикаторному
давлению pi*. При работе компрессора с наивысшим отношением
давлений (при котором производительность равна нулю) pi^O, а Дрср
имеет конечную величину. В общем случае значение Дрср можно
определить по графику зависимости разности Др = рн— Рве
от угла поворота кривошипа как отношение площади графика к
длине основания за время двойного хода поршня. В широком
диапазоне изменения отношения давлений рн/рвс отношение Дрср/Др
меняется незначительно и равно примерно 0,3.
При испытаниях компрессора АУУ-90 оказалось, что при ДрСр=
= 0—0,2 МПа мощность трения была равна мощности холостого
хода N€kx. Дальнейшее увеличение Дрср вызывало увеличение Л/"тр.
Результаты испытаний при Дрср>0,2 МПа можно
аппроксимировать уравнением
Л/тр = Л^хх [! +0,3 (Д/;ср. Ю-5 - 2)] Вт. (Н-25)
".71"*""
I
чп
30
20
10
6{
-
6\
w__
WNt>
/ \
Г I ¦
i
; i
i I
i
/ \
\
\
\
0,8
0,6
OJ
0,2
О W ZD 30 ЧОМеф
25% SOX 75% Wt
* О равенстве АрСр и pi указано в работе Б. Л. Цырлина [174].
80

Так, при работе компрессора с разностью давлений Ар—1,2 МПа
величина
Л/?ср^0,3-Д/?~0,36МПа и Nrp = М8Л^ХХ.
Для поджимающих компрессоров, работающих с небольшой
разностью давлений, можно принимать NTV = Ne x.
Таким образом, при испытаниях компрессора индикаторную
мощность можно определить одним из трех способов:
по индикаторной диаграмме (наиболее точный метод);
измерением эффективной мощности Ne и мощности трения под
нагрузкой (методом Цырлина) ;
измерением Ne и мощности холостого хода компрессора с
последующим вычислением iVTp по формуле (II— 25).
Экспериментальные значения энергетических коэффициентов
Экспериментальные значения энергетических коэффициентов
для различных компрессоров приведены на рис. 37. Для компрес-
0.9
0.8
0,7
0,б\
—
~^\
~
Чмех
-—
S3
_—^
"^ ¦
*-
^
д
^
ЗШ/нин\
720об/мин\
^""n
^
-л1]
5 6
Рис. 37. Энергетические
коэффициенты:
а — компрессор 22ФУ200 B-я
ступень ФДС20, Ф-22); б —
АУ200 и АВ100, NH3,
960 об/мин (кривые 3);
АУУ90, Ф-12, 1440 об/мин
(кривая 4); в —
поджимающие компрессоры: 5—БАУ200,
г0=—20 •!• —55° С, 960 об/мин,
NH3; 6 —БФУУ20, U 80^"
ч 60° С, 960 об/мин, Ф-22:
7 — РАБ-150, РАБ-300 и
РАБ-600 [44, 45].
1
0,8
0.7
0,8
0,5
ОМ
0.3
-=:
^
ч
tr
у-
^-*
-*—,
^
—-
Щ
-1е
г з
4 5 8
3 W 11 П 13 т /5 16 17 18 р„,
а
7
0,8
0,7
0,8
0,5
ОМ
0,3
02
8рн/Рдс
7
Кь
It
/?
N7'
K)s
5
Й
7 Рн/Рдс ¦
сора 22ФУ200 при /г = 960 об/мин (рис. 37, a) N{ определяли при
следующих условиях: NTP=Nexx (кривая 1) и с учетом
зависимости iVTp от нагрузки в соответствии с формулой (II—25) (кривая 2).
Значения щ для компрессоров АУУ90 (кривая 4 на рис. 37, б)
определяли по индикаторной диаграмме [39]. Для остальных кривых
r\i определяли, принимая NTV=Nexx. Значения г\Мех на рис. 37, а
соответствуют кривой 2.
Анализ приведенных данных показывает:
1. Значения г|г мало зависят от методики определения N{.
2. Кривые г]г и т]е у одноступенчатых компрессоров проходят
полого. Для аммиачных компрессоров г|г~0,75, для фреоновых—
0,72.
6 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
81

3. Кривые гц и t]e при разных числах оборотов пересекаются
(рис. 37, а), что объясняется следующим:
а) при малых отношениях давлений рн/рВс большую роль
играют дроссельные потери. При 960 об/мин они больше, поэтому щ
меньше;
б) при больших рн/рвс производительность компрессорам кг/с
мала, компрессор сильнее разогрет и поэтому-подогрев пара велик
(растет показатель политропы сжатия). Это слабее сказывается
при большом числе оборотов п, так как пар меньше подогревается;
кроме того, с увеличением рн/Рвс возрастает влияние перетечек
пара на т]г, но при больших п перетечки меньше. Оба эти фактора
увеличивают tj* при больших числах оборотов.
4. У поджимающих шершневых компрессоров с повышением
Рн/рвс значения г|; возрастают (рис. 37, в). Это вызвано тем, что
для таких компрессоров повышение рн/рве связано с переходом на
режимы с более низкой температурой кипения, т.е. с резким
уменьшением количества подаваемого пара М. При малых М
повышается эффективность водяной рубашки.
При расчетах поджимающих компрессоров значения гц и rje,
приведенные на рис. 37, в, можно применять лишь для условий
работы, аналогичных условиям работы испытанных компрессоров,
т. е. для близких значений рн/рвс и рвс.
МЕТОДЫ ПОВЫШЕНИЯ ЭФФЕКТИВНОСТИ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ
ПОРШНЕВЫХ КОМПРЕССОРОВ
Повысить производительность компрессора при низких
температурах и достигнуть более низких температур кипения можно
снижением мертвого объема, выравниванием давления в цилиндрах
при нахождении поршней в мертвых точках, дозарядкой цилиндра
через специальные отверстия при нахождении поршня в нижней
мертвой точке, а также применением компрессоров без
всасывающих клапанов.
Уменьшение мертвого объема
У низкотемпературных компрессоров, работающих при больших
отношениях давлений, снижение производительности связано в
основном с наличием мертвого объема (низкие Хс). Наиболее
простым и эффективным методом увеличения производительности
является уменьшение мертвого пространства.
Конструктивно этого достигают расположением пластин
всасывающего клапана под клапанной доской и уменьшением
проходного сечения отверстий нагнетательного клапана (рис. 38). Однако
в последнем случае возрастает скорость пара, вследствие чего
увеличиваются дроссельные потери.
Возможность уменьшения мертвого объема для
низкотемпературных машин за счет снижения проходных сечений в клапанах
обусловлена тем, что с понижением температуры кипения (а
значит и давления всасывания) уменьшается относительная величина
82

дроссельных потерь Ар/рВс, вызванных прохождением пара через
клапаны. Дроссельная потеря давления в клапане;
w2
Д/7 = gp —---+А Па,
(II—26)
где А — постоянная составляющая, определяемая усилием пружины и инерцией
пластины.
^|и[н|н|н|н|^ри-н
Рис. 38. Клапаны компрессоров ФВН-6 и ФУН12, с= 1,5%:
/ — пластины всасывающих клапанов, 2 — пластина нагнетательного клапана,
3 — клапанная доска, 4 — направляющая клапана, 5—пружина пластины
нагнетательного клапана, 6 — буферные пружины, 7 — ограничительная втулка.
Относительная потеря давления
где
Л1 = ?-
^Pв
Ар о w2 A А
— = S— 7Г + . = А1т* + ,
Рве Рве ^ Рве Рве
- ш const.
(II—27)
С понижением рвс первый член уравнения (II—27)
уменьшается, так как снижается скорость w из-за снижения коэффициента
подачи Я, а второй — увеличивается. Поэтому——снижается до тех
. / < р
пор, пока не станет существенной дроссельная потеря, связанная
83

с преодолением пружины и инерции клапана (для клапанов с
тонкими пластинами — примерно при р=0,01 МПа, т. е. для фрео-
на-22при/0=—80° С).
На снижение производительности влияют лишь небольшие по
величине дроссельные потери на всасывании в нижней мертвой
точке. Полные дроссельные потери (площадь /вс на рис. 35)
сказываются только на дополнительной затрате мощности, что для
низкотемпературных машин не играет существенной роли.
Рис. 39. Клапаны компрессора 2ФВ10 конструкции
А. Шмыгли (с =1,57%).
При высоких давлениях всасывания дроссельные потери в
клапанах с малым мертвым объемом сильно сказываются не только на
энергетических показателях, но и на производительности. Поэтому
коэффициенты подачи у компрессоров с малым мертвым объемом
при малых ря/рвс оказываются меньше, чем у компрессоров с
обычными клапанами (см. рис.32). Компрессоры с малым мертвым
объемом целесообразно применять только для низкотемпературных
машин.
Уменьшить мертвый объем без снижения скорости можно,
применив на поршне специальные вытеснители, которые входят в
отверстия нагнетательных клапанов. Клапаны такой конструкции
(с=1,57%), разработанные А. Шмыглей [40], показаны на рис.39.
Однако эти клапаны сложны в изготовлении.
Выравнивание давлений в цилиндрах
Все выпускаемые бескрейцкопфные компрессоры холодопроиз-
водительностью более 4 кВт имеют четное число цилиндров, при
этом цилиндры расположены парами, в один или несколько рядов.
В каждом ряду по 2 цилиндра, у которых поршни занимают про-
84

тивоположное положение. В мертвых точках (противоположных)
эти поршни находятся одновременно. '
Такие компрессоры можно снабдить устройством (рис. 40, а),
с помощью которого при нахождении соседних цилиндров в
мертвых точках давления в цилиндрах выравниваются [47].
Рассмотрим работу компрессора с таким устройством. В левом
цилиндре при подходе к верхней мертвой точке поршень нажимает
на толкатель 4, уравнительный клапан открывается, и пар,
находящийся в мертвом объеме, по каналу 10 переходит в правый ци-
Рис. 40. Уравнивание давлений в цилиндрах компрессора:
а — конструкция устройства, выполненного на компрессоре 2ФВ10; б — индикаторные
диаграммы компрессоров с уравниванием и без уравнивания: 1 — блок-картер, 5 —гильза
цилиндра, 3 — поршень, 4 — клапан с толкателем, 5 — клапанная доска, 5 — пружина,
7 — стакан, 8 -^ корпус клапана, 9 — заполнитель с регулирующими шайбами, 10 —
уравнительный канал.
линдр. При этом давление в левом цилиндре резко падает, и
всасывающий клапан открывается почти сразу же после отхода поршня
от верхней мертвой точки. Следовательно, из всасывающего
трубопровода пар поступает в цилиндр почти на протяжении всего хода
поршня вниз, т. е. коэффициент Кс повышается.
Когда же поршень подойдет к нижней мертвой точке, в цилиндр
поступит пар из мертвого пространства правого цилиндра. При
этом давление в цилиндре возрастет выше давления всасывания
(до /7У, см. рис. 40, б). Количество пара, поступающее из правого
цилиндра, равно количеству пара, перешедшему из левого
цилиндра, когда его поршень находился в верхней мертвой точке. Поэтому
можно считать, что из соседнего цилиндра возвратился тот же пар>
который ранее туда перешел. Этот пар добавился к пару,
поступившему в цилиндр из всасывающего трубопровода, линия сжатия на
диаграмме пошла выше, и нагнетательный клапан открылся
раньше. В нагнетательный трубопровод уйдет больше пара — примерна
на то количество, которое первоначально ушло из мертвого
пространства.
85

Повышение давления в нижней мертвой точке нельзя
рассматривать как фактор, улучшающий Хдр, так как дозаполнение
цилиндра паром происходит не из всасывающего трубопровода.
Количество пара, засасываемого цилиндром за каждый ход поршня,
определяется на индикаторной диаграмме отрезком 5ВС (рис. 40, б). Таким
образом, рассмотренное устройство направлено лишь на
улучшение использования мертвого пространства цилиндра, т. е.
производительность данного компрессора увеличивается так же, как при
уменьшении мертвого объема.
С энергетической же точки зрения компрессор с выравниванием
давлений уступает компрессору с малым мертвым объемом:
каждая порция пара, удаляемого из цилиндра, фактически сжимается
дважды. На это расходуется излишняя мощность, и индикаторный
коэффициент тц понижается. На индикаторной диаграмме это
выражается в том, что линия сжатия проходит выше, увеличивая
площадь диаграммы.
Компрессор с выравниванием давлений работает как
компрессор с малым мертвым объемом, однако конструктивно введение
устройства для выравнивания давлений приводит к увеличению
мертвого объема компрессора. К его мертвому объему добавляется
объем в уравнительных каналах, а также объем, равный
произведению площади поршня на высоту h подъема уравнительного
клапана. Последний объем следует также считать частью мертвого
объема, так как у компрессора с выравниванием процесс
выталкивания заканчивается, когда поршень достигнет толкателя клапана,
т. е. не доходя до верхней мертвой точки. Процесс всасывания
также заканчивается несколько раньше достижения поршнем нижней
мертвой точки, поэтому желательно, чтобы ход клапана h был как
можно меньше.
Объемный коэффициент мертвого пространства компрессора
с выравниванием давлений можно вычислить по формуле,
предложенной, Савковым:
*у = 1 — №
Рн \щ __j
(II—28)
1_\ Гвс ,
тде 'ф—коэффициент уменьшения мертвого объема, определяемый по формуле
*'=
сУ + ?з?' A+сУ-2ск)
Рн
\+2(сУ-ск)
(II— 29)
<У—мертвый объем (полный) компрессора с выравниванием, давлений в
цилиндрах;
~Сь—мертвый объем, соответствующий высоте подъема уравнительного клапана.
Формулы (II—28) и (II—29) выведены исходя из предпосылки
о полном выравнивании давлений в цилиндрах. Действительные
значения А* несколько ниже получаемых по формуле (II—28), так
как давления в цилиндрах за время открытия клапана не успевают
полностью выравняться.
-86

К. Савков [47] испытывал компрессор 2ФВ10 в режиме tQ=
=—15° С, *к= +30° С. Без устройства для выравнивания
давлений компрессор имел мертвый объем с=4,6%, при этом его холо-
допроизводительность составляла 17,5 кВт. Тот же компрессор
с устройством для выравнивания давлений имел мертвый объем
су=6,79 % > в том числе сь, — 1,69 %. Холодопроизводительность
компрессора составила 18,4 кВт, т. е. возросла на 5%.
Расхождение между теоретическим и действительным значением
^составило 11%.
С увеличением отношения давлений эффективность
выравнивания давлений возрастает. При этом приспособление для
выравнивания давлений может быть, применено и у компрессоров с малым
мертвым объемом. Так, если для компрессора с мертвым объемом
с=2% сделать устройство для выравнивания давлений, которое
увеличит мертвый объем на ту же величину, что и у компрессора
2ФВ10, т. е. так, чтобы было с>т=4,2% и сл=1,7%, то при рш/рвс =
= 30 и т=1,1 получим:
для компрессора без выравнивания давлений по формуле
(И—13) Яс=0,59;
для компрессора с выравниванием по формуле (II—28) Кус =
0,928, т. е. теоретически возможно увеличить производительность
на 57%.
Потребляемая мощность при этом возрастет на 57X2=114%,
что повысит удельные затраты мощности на 36% B14/157=1,36).
Таким образом, устройство для выравнивания давлений в
цилиндрах может быть существенным резервом повышения
производительности низкотемпературных компрессоров, однако из-за
ухудшения энергетических показателей применение таких устройств
требует технико-экономического обоснования.
Рассмотренное устройство может оказаться эффективным лишь
для компрессоров верхней ступени. У поджимающих компрессоров
из-за больших потерь, связанных с неплотностью клапанов,
выравнивание давлений будет неэффективным.
Дозарядка цилиндров из всасывающей полости
при подходе поршня к нижней мертвой точке
Объемные потери компрессора, определяемые коэффициентом
дросселирования Хдр, вызваны наличием депрессии при всасывании
пара, остающейся к моменту подхода поршня к нижней мертвой
точке.
Для увеличения производительности компрессора за счет
повышения коэффициента Ядр можно в цилиндровых гильзах сделать
небольшие отверстия (рис. 41, а), через которые пар при
нахождении поршня в нижней мертвой точке будет поступать из
всасывающей полости в цилиндр, минуя всасывающие клапаны.
Как видно из индикаторной диаграммы (рис. 41, б), полезная
часть хода всасывания, при которой цилиндр заполняется паром
87

с давлением рВс, увеличивается с S" (у компрессора без отверстий
для дозаправки) до S'" (у компрессора с отверстиями).
Соответственно, коэффициент дросселирования увеличивается с -— до-—-.
Рис. 41. Повышение А,др компрессора путем дозаряд-
ки цилиндра при нахождении поршня в нижней
мертвой точке:
а —цилиндр компрессора, б — индикаторная диаграмма;
/ —линия сжатия обычного компрессора, 2 — то же, при
наличии отверстий для дозарядки, d — диаметр отверстий.
Компрессор 2ФВ10, снабженный подобным устройством, был
испытан на фреоне-12 А. Шмыглей и Н. Водяницкой [48]. При
этом, благодаря отверстиям для дозарядки цилиндра,
производительность компрессора повысилась на 10,5%, а холодильный
коэффициент—на 18,5% (при t0 = —15,2°С, /К = 30°С). Очевидно,
весьма перспективными были бы подобные исследования и с
низкотемпературными компрессорами.
Работа компрессора без всасывающих клапанов
В качестве первой ступени низкотемпературной
двухступенчатой машины можно использовать компрессоры- без всасывающих
клапанов. В таком компрессоре пар поступает в цилиндр через
отверстия в гильзах, расположенные вблизи нижней мертвой точки.
При движении поршня вверх отверстия перекрываются, и
поступление пара в цилиндр прекращается. Такие отверстия должны быть
больше, чем применяемые для компенсации дроссельных потерь
(см. рис. 41), так как через эти отверстия должен пройти весь пар.
Чтобы отверстия по высоте занимали меньшую часть хода поршня,
. желательно их выполнять в виде щелей.
В таком компрессоре потери от неплотностей клапанов будут
значительно меньше, так как останутся только нагнетательные
клапаны. Уменьшится также и мертвый объем, так как
значительную его часть составляют отверстия во всасывающих клапанах.
На индикаторной диаграмме компрессора без всасывающих
клапанов (рис. 42) линии сжатия и расширения из мертвого
пространства (от давления нагнетания до давления всасывания) идут
38

круче, чем у обычного компрессора в связи с отсутствием утечек
через всасывающие клапаны, а также (для линии расширения) —
в связи с уменьшением мертвого объема. Это повышает
производительность компрессора.
В отличие от обычного компрессора, у которого расширение
пара заканчивается почти сразу после того, как давление в цилиндре
станет ниже давления всасывания, у компрессора без
всасывающих клапанов линия расширения продолжается почти до нижней
мертвой точки (до открытия всасывающих отверстий). Поэтому
% —— С бсасыбаюищИй
\ клапанами
-^г— Без Зсасыбающц*
^ клапанод
Рис. 42. Индикаторные диаграммы
обычного компрессора и без
всасывающих клапанов:
с — мертвое пространство обычного
компрессора, с'~- то же, без всасывающих
клапанов.
при ходе поршня вниз в цилиндре создается глубокий вакуум. Эта
увеличивает площадь индикаторной диаграммы и, соответственно,,
работу сжатия. Для обычных условий (одноступенчатое сжатие,
умеренные температуры) такие компрессоры не выгодны. При
работе же поджимающих низкотемпературных компрессоров
давления всасывания невелики, поэтому при понижении давления в
цилиндре даже до нуля потребляемая компрессором мощность
увеличится незначительно. Зато преимущества таких компрессоров при
работе их в качестве поджимающих будут сказываться более
ощутимо. Все это свидетельствует о пользе применения указанных
компрессоров в низкотемпературных машинах.
ОДНОСТУПЕНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ
Одноступенчатые компрессоры применяют как в
одноступенчатых низкотемпературных машинах, так и для компоновки
двухступенчатых и каскадных машин.Большинство выпускаемых
одноступенчатых компрессоров — поршневого типа. Наряду с поршневыми
в качестве поджимающих применяют ротационные компрессоры.
Основные параметры выпускаемых одноступенчатых компрессоров
приведены в табл. 8.
Поршневые компрессоры
Модификации компрессоров типа ФВ6, ФУ12 и ФУУ25 для
низкотемпературных машин приведены в табл. 9. Они имеют мертвый
объем 1,6% (вместо 4%). Их выпускают с водяным охлаждением
89

Таблица 8
Марка

одноступенчатого

компрессора
2ФВБС4
2ФВБС6
2ФВБС9
2ФУБС12
2ФУУБС18
2ФУУБС25
ФВ6
ФУ 12
ФУ У 25
ФВ20
ФУ40
ФУБС40А
ФУБС40А1
ФУУ80
ФУ 175
ФУУ350
АВ22
АУ45
АУУ90
АВ100
АУ200
АУУ400
АО600
АО1200
РАБ 150
РАБЗОО
РАБ600
с
1 ?
| Н


моточные

Прямоточные
Горн-
зон-
таль-
ные
оппо-
зитные


ционные
s
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
67,5
101,6
101,6
101,6
101,6
101,6
190
190
81,88
81,88
81,88
150 *
150
150
280
280
255/230***
255/230
345/302
345/302
525/460
Основные параметры компрессоров
s
S
со
50
50
50
50
50
50
50
50
50
70
70
70
70
70
130
130
70
70
70
130
130
130
220
220
620
620
1000
1000
1250
а
2
2
4
4
8
8
2
4
8
2
4
4
4
8
4
8
2
4
8
2
4
8
2
4
о****
8
10
10
10
к.
к
3
хо
о
960
1440
960
1440
960
1440
1440
1440
1440
1440
1440
1440
985
1440
960
960
1440
1440
1440
960
960
960
500
500
975
730
730
575
730
5,9
8,6
11,8
17,2
23,6
34,5
8,6
17,2
34,5
27*
54
54
36
107
235
470
17,8
35,6
71,2
76
147
294
396
792
218
165
572
464
1590
кВт
кВт
при *0=—15с(
и tK=W° С
5
7
10
14
20
29
7
- 14
29
25
50
50
33
100
210
420
20,6
41
82
116
232
464!
657,
1330
—
2,1
3,1
4,5
6
8,5
12,7
2,5
5
10
8,7
17
18,8
12,6
33
70
140
8
16 ,
32
33
66
133
190
375
— 1
*¦*
та
>\ о
А о
та
1 *
133
133
210
215
350
355
45
90
180
180
280
460
460
400
1350
2400
160
260
420
930
1400
2500
5100
10000
820
820
1680
1680
3150
та
<
1,18
1,18
1,18
1,18
1,18
1,18
1,18
1,18
1,18
0,78
0,78
0,98!
0,98
0,78
0,78
0,78
1,18
1,18
1,18
1,18
1Л8\
1,18
1,37
1,37
0,27
0,27
0,27
0,27
0,27
та
С
"к
е
О.
1,63
1,63
1,63
1,63
1,63
1,63
1,63
1,63
1,63
1,22
1,22
U22
1,22
1,22
1,22
1,22
U63
1,63
1,63
1,63
1,63
1,63
1,63
1,63
0,98
0,98
0,98
0,98
0,98
* Для бессальниковых компрессоров (БС) N$, для остальных Ne.
** Для БС с электродвигателем, для остальных без электродвигателя и
маховика.
*** В знаменателе указан диаметр ротора. Вместо хода поршня S дана
длина цилиндра L.
**** число пластин. Толщина пластин б =4,5 мм, у РАБЗОО и РАБ600
^6 =8 мм.
90

(в обозначение марки вводится буква Н) или без водяного
охлаждения (в обозначение вводится буква С).
У компрессоров с водяным охлаждением холодопроизводитель-
ность на 6—7% выше, а температура нагнетания значительно ниже.
Поэтому они надежнее в работе, чем компрессоры с воздушным
охлаждением, однако последние проще. Их целесообразно
применять в установках с воздушным охлаждением конденсатора.
Таблица 9 Таблица 10
Базовый

компрессор
ФУ 175
ФУУ350
АВ100
АУ200

Модификация

компрессора
БАУ200
БФУЮМ
БФУУ20М
22ФВ100
22ФУ200
ФУН200
ФУН200
Агент
NH3
Ф-22
Ф-22
Ф-22
Ф-22
Ф-22
Ф-13
°min>,
°С
—65
—80
—80
—40
—40
—50
—95
Базовый

компрессор
ФВ6
ФУ12
ФУУ25
Модификации компрессоров для
агентов
Ф-12
= —40° С
12ФВС6
12ФВН6
12ФУС12
12ФУН12
12ФУУС25
12ФУУН25
Ф-22
= —50 °С
22ФВС6
22ФВН6
22ФУС12
22ФУН12
22ФУУС25
22ФУУН25
Ф-13
= —100° С
13ФВС6
13ФВН6
13ФУС12
13ФУН12
13ФУУС25
13ФУУН25
Низкотемпературные модификации более крупных
компрессоров (с ходом поршня 130 мм) приведены в табл. 10. Компрессоры
с буквой Б в обозначении марки используют в качестве бустерком-
прессоров.
У модифицированных компрессоров (БФУЮМ, БФУУ20М) лен-
точные нагнетательные клапаны заменены пятачковыми, при этом
мертвый объем компрессора уменьшен с 4,3 до 3,7% вследствие
уменьшенной высоты отверстий в седле, а также улучшено
прилегание пластин к седлу благодаря наличию пружин. Кроме того,
модифицированные компрессоры отличаются от базовых
комплектацией (манометры, реле давления, электродвигатели).
Фреоновые компрессоры имеют устройства, обеспечивающие
отделение и возврат в картер масла, поступающего в компрессор со
всасываемым паром. Масло, возвращающееся в картер, содержит
растворенный фреон. При повышении температуры масла и
снижении давления часть фреона испаряется. Эти пары должны
отводиться во всасывающую полость. При резком понижении давления
возможно вспенивание масла, что может вызвать попадание его
в цилиндр, а также нарушить работу масляного насоса.
Для отделения масла от всасываемого пара в компрессоре
22ФУ200 (рис. 43), предназначенном для низких температур
(—25-! 40° С) и снабженном маслоотделителем на
нагнетательной стороне, предусматривалось отверстие 1 @10 мм) в
перегородке, отделяющей всасывающую полость от картера. Через то же
отверстие пары фреона возвращались из картера во всасывающую
полость. Позднее диапазон работы этого компрессора был расши-
91

рен до /о=Ю°С и из комплектации исключен маслоотделитель.
Таким образом, возникла необходимость в отделении значительно
большего количества масла во всасывающей полости. Для этого
компрессор 22ФУ200 был снабжен такими же устройствами, как
и компрессор ФУ 175 [175] (рис. 43,6). Кожух 4 в верхней части
фильтра направляет масло вниз, предотвращая попадание его во
всасывающие окна 3 в гильзах цилиндров. Из всасывающей
полости масло сливается в картер по изогнутой трубке 5 @15), что
предотвращает разбрызгивание масла при попадании на вал. Пары
Рис. 43. Устройства для возврата масла в картер:
а — в компрессоре 22ФУ200, б — в компрессоре ФУ175.
фреона из картера удаляются во всасывающую полость по
внешней трубке 2 @10), что устраняет встречные потоки. При
попадании в трубку 2 пены или брызг масла они возвращаются в картер
через трубку 5.
Аналогичное устройство имеет и компрессор ФУ 175. У
компрессора ФУУ350 конструкция блоккартера не позволяет применить
такие же устройства. Поэтому для возврата масла из испарителя
в картер на всасывающем трубопроводе перед компрессором
устанавливают дополнительный маслоотделитель.
Вспенивание масла при понижении давления во время пуска,
приводящее к срыву работы масляного насоса, характерно для
низкотемпературных машин, так как давление в картере у них
меняется в широких пределах.
Чтобы масло не насыщалось фреоном во время остановки
машины на длительный период, в картере необходимо поддерживать
низкое давление, для чего всасывающий и нагнетательный вентили
должны быть закрыты. Если эти вентили не герметичны, то
давление в картере надо снижать периодическими пусками компрессора.
Если давление в картере все же возросло и в масле растворилось
много фреона, пуск компрессора можно осуществить с очень
медленным закрытием байпаса. Работа с открытым байпасом при
пуске обеспечит более медленное снижение давления в картере и быст-
92

рый прогрев компрессора, что необходимо для выделения фреона
из масла. В связи с трудностью автоматизации пуска при
насыщении масла фреоном картеры компрессоров стали снабжать
электрическими подогревателями масла, выпаривающими из него фреон.
У горизонтальных оппозитных компрессоров АО600 и АО 1200
(рис. 44) благодаря встречно-расходящемуся движению поршней
(угол разворота 180°) хорошо уравновешиваются инерционные
усилия, что дало возможность повысить число оборотов до 500 в мину-
i
г
+
+
F
i
Злвнтродби-
гатель
+
jj
Рис. 44. Схема оппозитного компрессора АО 1200.
ту (у старых горизонтальных компрессоров п=187 об/мин). В
связи с этим габаритные размеры компрессоров уменьшились в
Образа, а масса в 2 раза [41]. Приводом компрессоров служат
специальные синхронные двигатели на напряжение 6000 В. Ротор,
насаженный на вал компрессора, выполняет роль маховика.
В настоящее время осваиваются новые поршневые бескрейцкоп-
фные компрессоры (табл. 11), рассчитанные на работу при
большей разности давлений A,67 и 2,06 МПа), что позволит
использовать их в &олее широком диапазоне температур кипения и
конденсации и применить более эффективные холодильные агенты. Все
компрессоры — непрямоточные. Средние и крупные компрессоры
снабжены устройствами для регулирования холодопроизводитель-
ности путем электромагнитного отжима всасывающих клапанов
и для разгрузки при пуске посредством автоматического байпаса
I* приводом от маслосистемы. В конструкцию компрессоров введен
ряд усовершенствований, существенно повышающих надежность.
Благодаря увеличенному числу оборотов компрессоры стали легче
и компактнее. Это позволит создавать холодильные машины
большой производительности, которые будут отправляться с завода-
93

Таблица 11
Компрессоры нового
ряда
Тип

Герметичные

Бессальниковые
Открытые
(NH3)*
Открытые
Марка
ФГ5
ФГ7
ФПО
КФБС14
КФБС20
КФБС28
4.40
6.60
8.80
У110
W165
УУ220
Основные параметры ,
Л
s
Q
42
42
42
50
50
50
67,5
67,5
67,5
115
115
115
s
я
со"
30
30
30
32
32
32
44
44
44
82
82
82
В
2
3
4
4
6
8
4
6
8
4
6
8
к
5
О
2880
2880
2880
2880
2880
2880
2880
2880
2880
1440
1440
1440
о
¦Я и
> Я
3,9
5,55
7,8
15,3
22,2
31
44,5
62
87,5
125
175
Q0, кВт, при *о=
= -15° С, *к=30° С
Ф-22 | Ф-12 | NH8
5,8
8,3
11,6
16,2
23,1
32,5
46,3
65
93
130
195
260
3,6
5,2
7,3
10,2
14,5
19,7
29
41,2
58
82,5
116
162
—
—
52
69,5
104
139
209
278
< %
2,06
2,06
2,06
2,06
2,06
2,06
1,67
1,67
1,67
1,67
1,67
1,67
EJ3
+С
?%
2,06
2,06
2,06
2,06
2,06
2,06
1,96
1,96
1,96
1,96
1,96
1,96
* Для фреонов — бессальниковые: 4БС40, 6БС60, 8БС80.
изготовителя полностью собранными (с аппаратами,
трубопроводами и средствами автоматики) и заряженными холодильным
агентом. Все это упростит монтаж и эксплуатацию машин. Не будет
модификаций компрессоров с увеличенным диаметром цилиндров,
так как в качестве поджимающих будут использованы ротационные
компрессоры.
Ротационные компрессоры
Из ротационных компрессоров [10, 42, 43] наибольшее
распространение в холодильной технике, особенно за последние годы,
приобретают машины пластинчатого типа, используемые в
качестве бустер-компрессоров.
Пластинчатый ротационный компрессор (рис. 45) имеет
чугунный барабан (ротор), расположенный эксцентрично внутри
горизонтального цилиндра. На роторе имеются продольные пазы, в
которых расположены асботекстолитовые пластины. При вращении
ротора пластины под действием центробежных сил выходят из
пазов и прижимаются к рабочей поверхности цилиндра, образуя
замкнутые камеры, объем которых меняется при повороте вала ротора.
При увеличении объема камер они сообщаются со всасывающим
трубопроводом и заполняются паром. В верхней части цилиндра
камеры разобщаются от всасывающей полости, и при дальнейшем
повороте объем их уменьшается. При этом давление в камерах воз-
94

растает. Затем камеры сообщаются с нагнетательным
трубопроводом, в который выталкивается сжатый пар.
Таким образом, в компрессоре отсутствуют клапаны, из-за
которых у поршневых бустер-компрессоров коэффициенты подачи
очень низки; нет возвратно-поступательно движущихся частей —
компрессор хорошо уравновешен и обладает меньшими габаритами
и весом, чем поршневой. Поэтому его можно устанавливать на
легких фундаментах, в том числе на различных этажах, а также
применять на транспортных установках. К преимуществам ротацион-
Ряс. 45. Ротационный
компрессор:
а — поперечный разрез
(схема)? б —мертвое простран-.
ство; в — выточка в нижней
части цилиндра; г —
теоретические индикаторные
диаграммы. otlf a8 и а, —углы
всасывания, сжатия и
нагнетания. А — перепускной
канал, Б ~- мертвое
пространство, В — глубина выточки,
Рх и р2 — давления начала и
конца сжатия, рн — давление
нагнетания.
ного компрессора относится также отсутствие пульсации потока
пара в нагнетательном трубопроводе (что уменьшает его
вибрацию), невозможность гидравлического удара при влажном ходе
и легкость запуска, так как компрессор работает под нагрузкой
лишь в том случае, если пластины плотно прижимаются к цилиндру,
т. е. тогда, когда компрессор уже разовьет достаточно высокое
число оборотов.
К недостаткам ротационного компрессора относится требование
к повышенной точности обработки при изготовлении, а также
необходимость обильной смазки, приводящей к повышенному уносу
масла в систему, и, следовательно, к необходимости установки
достаточно эффективного маслоотделителя на нагнетательной стороне.
Конструкция ротационного компрессора определяет некоторые
особенности зависимости объемных и энергетических
коэффициентов от режима работы.
Величина мертвого пространства у ротационного компрессора
(рис. 45, б, площадь Б) очень мала. Кроме того, в современных
конструкциях предусматривают дополнительные устройства, еще
более снижающие мертвый объем и его влияние на коэффициент
подачи. Так, в нижней части цилиндра делают выточку радиусом
ротора (рис. 45,в). У компрессора РАБ100, например, глубина вы-
95
6 5
Ргг
Рн-Pi
Ры>Рг
Р»<Ра

точки 2 мм. Предусматривают также перепуск пара из мертвого
пространства в камеру начала сжатия (рис. 45, а, канал А)ч
Поэтому значения Хс высоки и почти не зависят от отношения давлений.
Потерь, связанных с дросселированием, почти нет в связи с
отсутствием клапанов (Ядр ^ 1).
Коэффициенты подогрева Xw у ротационных и поршневых
компрессоров, по-видимому, близки друг другу.
Значения Хпл низки из-за больших перетечек пара, особенно при\
больших разностях давлений нагнетания и всасывания. Поэтому/
ротационные компрессоры для верхних ступеней не применяют.
При малых перегревах у фреоновых компрессоров пар может
конденсироваться на поверхности ротора, что вызывает
дополнительные потери.
К ротационных бустер-компрессоров достаточно высоки [44, 45],
а главное, очень мало зависят от отношения давлений и не
изменяются с уменьшением рВс (см. рис. 33).
Рассмотрим энергетические показатели ротационных
компрессоров. !
Значения iVTP велики из-за трения пластин.
Перепуск пара из мертвого пространства снижает Цг, так как
связан с повторным сжатием пара (см. стр. 86).
Кроме того, снижение Цг у ротационного компрессора связано
с дополнительной затратой мощности в режимах с отношением
давлений нагнетания и всасывания, отличающимся от внутреннего
отношения давлений в конце и начале сжатия, т. е. величины,
определяемой конструкцией компрессора. Если давление нагнетания не
совпадает с давлением в конце сжатия, при выпуске пара из
соответствующей камеры происходит скачок давления. При этом
расходуется излишняя работа, которой соответствуют заштрихованные
площадки на индикаторных диаграммах (рис. 45,а).
Отсутствие дросселирования в клапанах повышает т^.
В целом эффективный к. п. д. г\е ротационных пластинчатых
компрессоров несколько ниже, чем у поршневых (см. рис. 37).
Однако решающим фактором является их высокая объемная
производительность при малых габаритах и весе.
Основные параметры ротационных компрессоров, выпускаемых
Сумским машиностроительным заводом, приведены в табл. 8.
ДВУХСТУПЕНЧАТЫЕ КОМПРЕССОРЫ И АГРЕГАТЫ
Двухступенчатые компрессоры
Двухступенчатые компрессоры выпускают только для аммиака,,
обычно на базе многоцилиндровых одноступенчатых компрессоров,
часть цилиндров которых используют для высокой ступени.
Например, компрессоры ДАУ50 и ДАУУ100 (табл. 12) созданы на базе
одноступенчатых компрессоров АУ200 и АУУ400 отделением одного
(двух) цилиндров для ступени высокого давления. ДАУ80 сразу
был создан как двухступенчатый.
96

CM 1
=Г 1
x 1
ч 1
о 1
Н 1
Л 1
tt)
8
°
о.
«
J5
<т>
§и
11
"** а
я*.
?•*
С
л
я
и
|_)
и
<и
н
у
хдн лг 1
к 1
р. 1
s I
JH *BDDFV\f I
о.'чшоИ
хдя #
хдн '°fr
3/eW
•«ох-^л-
¦xm *z
хвшс/у
3/eW
\от-нил
хт 'г
ww *G
HHw/go 'у
WW '?•
Sin ^
>,о о
« м °
II &
LO
CD
ел
<N
с
О
<
о
о
LO
*~*
LO
1
ю
со
00
LO
оо
Is-
I '¦ °°
-
• о
Ю
00
~-
о
со
1 о
Ю
1 ^
1 о
1 <о
1 °*
I о
1 °°
8
>>
<
1 п
о
00
ел
см
с
о
<:
о
о
Ю
'~*1
LO
1
h-
CM
^
"f
00
00
см
~
S
оо
—'
см
00
СО
о
LO
*-'
о
CN
г-
о
СО
со
о
LO
>>
<
п
LO I
м
ю .
см
оо
см
*Т
<
LO
Ю
LO
1
ю
LO
LO
со
со
СО
СЛ
Ю
-
СО
00
t^.
ю
оо
со
-
о
о
см
оо
г-н
о
СО
—
оо
о
о
см
*
*
8
о-
00
"*
о
LO
о
оо
>э
<
1
=t
100
СО
СО
Ю
СО
СО
<
о
8
см
LO
1
00
СО
СО
00
"*
t^
см
о
LQ
*-•
00
—'
о
см
см
СО
о
LQ
о
со
ел
о
со
_
о
о
>)
<
п
LO
00
СО
ю
со
со
<
С2
Ю
см
ю
1
-чГ
LO
S8
00
LO
ю
см
о
LO
~*
00
•^
LO
СО
со
о
Ю
*~н
о
см
о.
о
со
со
о
о
>>
<
п
320
см
со
^
с
^
ч
о
о
о
СЛ
Ю
ю
1
LO
r^.
**"'
о
О!
со
СО
оо
СЛ
-
о
00
сд
ел
т^
о
00
СО
ю
-
о
Ю
^
8
Ю
о
см
см
LO
<м
о
<
п
630
см
**<
ОО
LO
с
X
ч
и
о
о
СО
~
LO
1
LO
Tf
СО
о
т^
СО
С0
СО
СЛ
со
см
о
00
см
ел
TF
о
о
***<
см
о
LO
ч**
8
LO
о
см
см
о
to
LO
о
<
п
320
см
ОО
Tt<
п
ьс
tj
и
о
о
о
со
L0
LO
1
*
о
СО
-ч
*
о
ел
г-
СО
оо
ел
~
о
00
см
СП
СО
о
см
см
ел
-
о
о
LO
о
о
Ю
о
см
см
о
<
п
630
см
3
LO
к
^
fct
о
о
о
о
OJ
LO
LO
1
#
ю
СО
*
о
S
С0
СО
ел
СО
CJ
о
00
см
ел
со
о
о
**
СО-
см
о
о
LO
о
о
LO
о
см
см
LO
8'
X
о
<
п
ч
и'1
ь*
ю и
о
J «^
) о
о К
в >%
О-РО
Ed
7 В. Д* Вайнштейн, В. И5 Канторович
97

Оппозитные компрессоры ДА0275 и ДАОН175 созданы на базе
одноступенчатого компрессора АО600. Один из цилиндров
используется для высокой ступени, а другой — с увеличенным диаметром
(соответственно до 450 и 500 мм)—для нижней. Точно так же
компрессоры ДАО550 и ДАОН350 созданы на базе компрессора
АО1200, т. е. имеют по два цилиндра высокой ступени и по два
(увеличенных в диаметре) нижней ступени.
В двухступенчатом блоккартерном компрессоре условия смазки
цилиндра второй ступени затруднены, так как из-за более высох
Рис. 46. Схема перетечек
пара в двухступенчатом
компрессоре. Ц. в. д. и ц. н. д. —
цилиндры высокого и
низкого давления. Тонкие
стрелки — основной поток пара,
толстые — перетечки пара.
кого давления в нем пар перетекает через маслосъемные кольца
из цилиндра в картер (рис. 46). Это препятствует поступлению
масла из картера в цилиндр. Когда давление в картере повысится,
пар начинает перетекать из картера в цилиндры низкого давления,
увлекая за собой масло. Это вызывает повышенный унос масла из
картера.
Для улучшения Смазки таких компрессоров в нижней части
поршня высокого давления вместо маслосъемных колец
устанавливают уплотнительные кольца, резко снижающие возможность
перетечки пара в картер. Благодаря насосному действию уплотни-
тельных колец [46] масло проходит через эти кольца из картера
в цилиндр высокого давления, преодолевая разность давлений
между ними.
Однако в небольшом количестве пар перетекает и через
уплотнительные кольца. Чтобы давление в картере не возрастало,
полость картера специальным отверстием или трубкой соединяют со
всасывающей полостью компрессора.
98

Иногда из-за перетечек пара ухудшается смазка поршневого
пальца цилиндра высокого давления, так как пар проникает в
зазор между пальцем и бобышками поршня и увлекает с собой масло
(см. рис. 46). Во избежание этого заглушают отверстия в
бобышках поршня высокого давления.
Для улучшения смазки цилиндра высокого давления
целесообразно располагать его первым по ходу масла (ближе всего к
масляному насосу).
Рис. 47. Холодопроизводи-
тельность и эффективная
мощность аммиачных
двухступенчатых компрессоров и
агрегатов при /К = 35°С:
/ —ДАО550; 2 — ДА0275;
3 — ДАОН350; 4 — ДАОН175;
5 — ДАУУ100, 960 об/мин;
6 — ДАУ50, 960 об/мин;
7-АДСРАБ200; 5 —АДСРАБ60,
*K=30°C; Р — АДСРАБ150;
10 — АДСРАБ45, *К=30°С;
//—АДСРАБ15, гк=30°С;
/2 —АДС50; 13 — АДС25.
^QouNe^xBm
'то
Я V*
Если недостаточная смазка цилиндра высокого давления
обнаруживается в процессе эксплуатации, то добавочное масло вводят
непосредственно в цилиндр со всасываемым паром.
Двухступенчатые блоккартерные компрессоры в одном корпусе
имеют следующие недостатки:
невозможность использования компрессора для работы в одну
ступень (из-за повышенного уноса масла цилиндром высокого
давления, в котором нет маслосъемных колец);
ускоренный износ трущихся поверхностей цилиндра высокого
давления, который работает при повышенной разности давлений
Ар=рк—ро;
неэффективное использование металла механизмов движения
цилиндров низкого давления, так как у всех цилиндров диаметр
одинаковый, и в цилиндрах с малыми давлениями механизм
движения недогружен;
7*
99

001
о
>
01
к
>>
fcata
on
ТЭ*0
>>
tnoi
»—4*.
слсл
*vj-<l
coco
oo
>
с
с
4* -vj
oo to
oo
1 1
CD СЛ
СП О
COCO
OO
и- СЛ
^ to
4*
tO 4*.
СЛ CO
1 1
ОСЛ
СЛСЛ
1 1
СЛ4*.
слсл
>>
oo
ДД
to to
00 00
to to
00 00
eg
>>
oo
ДД
to to
6o oo
>— to
CD 00
BB
>>
>>
UP* UU
oo
Md^O
>>
0101
CD *—
О СЛ
О
XJ
>
01
СЛ
О
СО--]
-J СО
СЛО
со со
CD О
ОО
тт
СЛ СО
о о
СО СО
О СЛ
1—
-v)Ol
О CD
СП -0
-<1"—
ел 4*
СЛСЛ
4*tO
СЛСЛ
>>
ОО
ДД
to to
oo cb
to «р
CD 00
4*4*
oo
>>
oo
ДД
to to
00 CO
to »p
CD CD
4* СЛ
ОСП
oo
Т5|Г
>сл
01
8
co-^
OOtO
о о
>
to
о
о
-J ^
to oo
oo
CO CD
О СЛ
COCO
СЛО
~to
СЛ -4J
4*
со to
CD СЛ
тт
4* CD
СЛСЛ
тт
to СЛ
слсл
>>
ОО
ДД
toto
сЬ-Ч
*-to
CD4*
СП СО
СЛО
>>
ОО
1-81-6
-8М
-^со
СЛ О
>>
ии
ОО
CD CD
oo
CO~
01
>
<<
w
¦<l CO
tO CD
oo
>
2
о
о
-vj СО
tO CD
oo
1 1
СЛСЛ
oo
coco
о о
СП-J
to о
4* CD
-J O
1 1
слсл
Слсл
1 1
4* 4*
СЛСЛ
>>
oo
ДД
to to
¦^00
tO ь-
4* 4*
СО 4^
oo
>>
об
ДД
to to
¦^OO
tOb-
4». 4*
её
>>
иъ
oo
toto
oo
oo
Co"^
-vj cO
_SS_
¦ч со
tO 00
oo
TT
SB
CO CO
слсл
>-to
CD tO
to о
¦о со
to to
1 1
4* 4*
слсл
1 1
toto
слсл
>>
oo
ДД
to to
со CO
•— to
CD CD
ел -4
слсл
>>
oo
ДД
toto
00 CO
t 1
4a. CD
4^ СЛ
ОСЛ
>>
^fe
ПР
СЛ to
оел
>>
<<*<
Ы* 4ь.
co^
о
, ¦ r .
4^ 4*
CD CD
oo
>>
4». tO
СП tO
CO CO
-g -41
oo
TT
CO CO
oo
coco
СЛСЛ
CD CO
en to
СЛ
to >—
CO 4*
en
TT
sg
1 !
eg
>>
oo
ДД
toto
-4 CD
4* 4»
to *-
to со
>>
oo
ДД
toto
¦vl CD
CD CD
85
ее
uu
oo
4* 4^
oo
X)*V
ее
0101
CO CO
88
*
слсл
coco
о о
to to
to to
ее
^c<
to to
о о
о о
СО *¦*!
CD tO
о о
тт
Сп ->J
ОО
со со
ОО
1—»
*vj СЛ
CD
4* 00
о о
тт
СЛ 00
ОО
тт
4* СП
ОО
~ZZ3~
>
со
со
J7*
?
о
--J
СП
TZ33"
>
о
а
1—
3-6/8
125/90
ее
ии
ОО
to >-*
0101
ее
УЮМ
УУ20М
со со
ОО CD
ОО
to to
to to
ее
^03
88
-<l -vl
4* tO
oo
TT
СЛ СЛ
Co Co
oo
to •—
СО —
СЛ
со to
со —
1 1
oo oo
ОО
тт
СП CD
ОО
>>
ОО
ДД
to to
<О00
to to
CD CD
4^
СЛО
>>
oo
S3
2to
•82-8
-8M
^J CO
СЛ О
vvv
]*ы=*
ooo
ioj—o-
ел to со
о о
to to to
to to to
eee
C12
C12
УС25
•— ь—
4*- 4* CD
^ 4^ 4^-
ooo
to to to
to to to
eee
DOOdOO
ooo
CD CD CD
4* -sj О
4». tO **!'
ooo
1 1 1
-<1 -<100
QOO
to to to
СЛ СП СЛ
0,35 !
1,45
2,9
СЛ CO*—
4^ to СЛ
! 1 1
338
1 1 1
Сп сп --4
OOO .
>>>
ooo
ДДД
toto to
4* CO ~
to to to
нрх Ф* 4*.
слео to
~Cn 00
>>>
ooo
ДДД
to to to
4* CO Д*
to to to
1 1 1
>?». ф. ф.
pt CO JO
~cn oo
?
CO
t5
Pi
CO
*
я
>о
ессор
л, об/мин
компр
сор
п, об/мин
U, °С
tVf °С
к'
Qo. кВт
2Ne, кВт
'о min» °C
^ шах* °С
xi
Pi
<:
W
со
•о
р*
В5
Pi
W
н
^ 1
ступень
н 1
^ 1
я 1
п> 1
X 1
ст 1
д
° 1
С» I
ti I
cr 1
в 1
ый ре ж]
р&
апазон
аботы
*""'
о
н
•<
Г я
я
f
^J
ступень
CD
;тродв1
Со
5=1
я

динамика двухступенчатого компрессора хуже, чем у
одноступенчатого, так как работа цилиндров с разными давлениями
приводит к большим пикам на диаграмме тангенциальных усилий.
Такие компрессоры снабжают увеличенными маховиками.
Характеристики двухступенчатых компрессоров приведены на
рис. 47.
Двухступенчатые агрегаты
Двухступенчатые агрегаты (табл. 13) не имеют указанных
недостатков, поэтому в эксплуатации они удобнее двухступенчатых
компрессоров.
QQ и Ne, кбт
Q0i то/с. пнал/ч
-А 200
-95 SO
-75 -70 -65 -60 -55 -50 -45 -40 -35 -30 t0*C
Рис. 48. Характеристики фреоновых низкотемпературных
машин.
Мелкие фреоновые агрегаты ФДС 0,ЗА; ФДС 2,5—70 и ФДС
1,2—70 укомплектованы компрессорами с малым мертвым
объемом. Они значительно компактнее и экономичнее, чем ранее
выпускавшаяся машина ФДС 1М.
Характеристики фреоновых двухступенчатых агрегатов
показаны на рис. 48. Энергетические показатели крупных агрегатов
101

(ФДС10М, ФДС20М и ФДС40) лучше, чем у мелких. На рис. 48
это выражено тем, что точки пересечения кривых Q0 и Ne (в этих
точках холодильный коэффициент е=1) у крупных агрегатов
лежат при более низких температурах.
Сравнение двухступенчатых компрессоров с агрегатами
Сравнение двухступенчатых агрегатов с
прессорами показывает, что агрегаты из
Удельные показатели
(на единицу холодо-
производительности)
при <0 = -4(PG,
tK « 35° С
Масса
компрессора с
электродвигателем, кг/кВт
Площадь пола,
м2/кВт

Двухступенчатые
компрессоры
ДАУ50
39,6
0,053
ДАУУ100
30,5
0,033
Таблица 14
Двухсту пенчатые
агрегаты
АДС200
31
0,067*
АДСРАБ200
15,2
0,056*
* С учетом прохода 1,5 м между
компрессорами.
двухступенчатыми ком-
поршневых
компрессоров по массе на
единицу холодопроизво-
дительностц не
уступают двухступенчатым
компрессорам, а
агрегаты с ротационным
компрессором
существенно превосходят их
(табл.14).
Однако занимаемая
площадь пола у
двухступенчатых
компрессоров меньше.
Учитывая недостатки
двухступенчатых
компрессоров, их следует
применять лишь в том
случае, если требуется
особая компактность
(например, в судовых
установках).
ГЛАВА III
ТЕПЛООБМЕННЫЕ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АППАРАТЫ
ОБЩИЕ ПОЛОЖЕНИЯ
При расчетах и конструировании аппаратов для
низкотемпературных холодильных машин часто приходится сталкиваться
с рядом вопросов, общих для различных аппаратов таких машин,
в частности, с расчетами теплоотдачи при вынужденном движении
жидкости или пара без изменения агрегатного состояния, с
выбором типа оребренных поверхностей и материалов аппаратов,
работающих при низких температурах.
Теплоотдача при вынужденном движении жидкости
или пара (без изменения агрегатного состояния)
В аппаратах низкотемпературных машин жидкость или пар
обычно движутся по трубам (например, хладоноситель в
испарителе, вода в конденсаторе, жидкий агент высокого давления в
промежуточном сосуде и теплообменниках) либо обтекают поперек
102

пучков труб (хладоноситель в испарителях с внутритрубным
кипением, парообразный агент в теплообменниках, воздух в
воздухоохладителях).
Движение по трубам в аппаратах низкотемпературных машин
бывает в турбулентном, ламинарном и переходном режимах.
При турбулентном режиме (Re>10 000) коэффициент
теплоотдачи можно определить, пользуясь формулой [49]
Nu = 0,021 Re0'8?!*0»43*,
(III-l)
ч>
0.8
0,6
04
0.2
0
г j ч 5 в 7 в з йею'3
Рис. 50. Поправочный множитель
г|з к формулам (III—4) и (III—5).
Рис. 49. Значения коэффициента В
в формуле (III—2).
которую можно привести к виду
а = В
^0,2
Bt/(**.°C)>
(Ш-2)
Где 5=0,021 р0'8 ^.43^0,57^-0,37 _ коэффициент, учитывающий физические
¦ . свойства жидкости. Значения В для
некоторых агентов и хладоносителей
приведены на рис. 49.
Из двух разновидностей ламинарного режима (ламинарный
режим наблюдается при Re<2100)—вязкостного (GrPr<8-105)
и вязкостно-гравитационного (GrPr^8*105) в аппаратах низко-
* 1. Во всех формулах по теплоотдаче, встречающихся в настоящей главе,
если нет дополнительных оговорок, в качестве определяющей температуры принята
средняя температура жидкости.
2. В формулы (III— 1)~(Ш—б), (III—9) и (III—10) входит дополнительный
множитель (Рг/РгстH'25, в котором для Ргст определяющей является темпера;
тура стенки трубы. При малых разностях температур, принятых в холодильной
технике, этот множитель близок к единице.
103

температурных машин встречается лишь вязкостный режим, при
котором токи естественной конвекции, сопровождающие основное
движение жидкости вдоль трубы, пренебрежимо малы (в связи
с малыми диаметрами труб и небольшими температурными
перепадами).
При вязкостном режиме большое влияние на теплоотдачу
оказывает возмущение потока при входе в трубу. По мере увеличения
расстояния I от начала трубы а уменьшается. Стабилизация а
достигается при/»216 d, )
В формуле для определения а при вязкостном режиме,
рекомендуемой в работе [49], в качестве определяющего линейного
размера, входящего в критерии, принято расстояние /. Однако
удобнее за определяющий размер принять внутренний диаметр
трубы d. Соответственно преобразованная формула имеет вид
Nu = 0,462 Re0'5 Pr0'43 Г— Y~ ' . (Ill—3)
Формула (III—3) справедлива при — ^216. При более длин-
d
ных трубах для начального участка (/i = 216 d) находят а\ по
формуле (III—3), а для оставшейся части трубы принимают а2 =
= 0,715аь
Учитывая, что интенсивность теплообмена при ламинарном
режиме в несколько раз меньше, чем при турбулентном,
необходимо так конструировать низкотемпературные аппараты, чтобы
работа в ламинарном режиме была исключена.
В переходном режиме B100<Re<10 000) процесс
теплоотдачи не стабилен, поэтому расчеты можно выполнять лишь
приближенно. Наиболее удобный метод расчета — введение
коэффициента 4я в формулы для турбулентного режима (III—1) и (III—2)
Nu = 0,021^Re0*8 Pr0*43 (HI—4)
или
a = *B——. (Ill—5)
Значения ЧР" приведены на графике (рис. 50), построенном по
табличным значениям [49], с учетом их сглаживания.
При движении жидкости по изогнутым змеевикам вследствие
центробежной силы возникает дополнительная циркуляция в
трубе, улучшающая теплоотдачу.
Влияние изгиба трубы различно в разных областях Re,
определяемых критическими значениями [49]
//? / 2R \—0,28
-5-; ReKp.2 = 18 500 [-~\ , (Ш-6)
где d — внутренний диаметр трубы;
# —радиус закругления (до оси трубы).
104

При Re<ReKPl —движение ламинарное, влияние
дополнительной циркуляции отсутствует;
при ReKpi <Re<RKp2 —режим турбулентный, и расчеты
можно вести по формуле (III—1);
при Re>ReKp2 в формулу (III—1) необходимо вводить
дополнительный множитель
^изг = 1
'••*
(III—7)
Рассмотренные формулы предназначены для круглых труб.
При движении жидкости по каналам некруглого сечения в качест-
Рис. 51. Поправочные
множители в формулах (III—9)
и (III—10):
а — для конечного числа рядов
(п — число рядов труб в
направлении потока); б —для
различных углов атаки ф.
01В
0,6
10
0,8
0,6
10 15 п
а
70е
SF
30°
У
Ш9
ве линейного размера d в формулы с некоторым приближением
подставляют эквивалентный диаметр
4 = -^-, (Ш-8)
где /— площадь проходного сечения канала;
Р — периметр сечения.
Поперечное обтекание пучков труб. При поперечном обтекании
пучков труб (Re=200^2-105) рекомендуются [10, 50] следующие
зависимости:
для коридорного пучка
Nu = 0,23 % i|>2 Re0'65 Pr0'33; (III—9)
для шахматного пучка
Nu = 0,41 ^2Re0*60Pr0»33. (III-10)
В формулах (III—9), (III—10) определяющий размер d —
наружный диаметр труб; скорость w относится к наиболее узкому
(«живому») сечению потока; коэффициент Ч^ (рис. 51, а)
учитывает влияние конечного числа рядов труб (коэффициент
теплоотдачи первых двух рядов труб по ходу потока ниже, чем у
остальных); коэффициент ^2 (рис. 51,6) учитывает влияние угла атаки
Ф между направлением потока и направлением труб.
При угле атаки ф=90° коэффициент Чг2=1; при уменьшении
угла атаки коэффициент Ч'г уменьшается. При ф = 0 теплообмен
можно рассматривать как один из случаев движения жидкости
по каналам некруглого сечения.
105

При малых числах Re коэффициенты теплоотдачи при
движении жидкости поперек труб выше, чем при движении по трубам.
Это вызвано турбулизирующим влиянием пучков труб при их
поперечном обтекании. Поэтому нижний предел применимости
формул (III—9) и (III—10) лежит при значительно меньших числах
Re, чем формулы (III—1).
Оребрение поверхности труб
В низкотемпературных аппаратах из-за малых тепловых
нагрузок коэффициенты теплоотдачи нередко бывают низкими.
Существенным фактором повышения эффективности
низкотемпературных аппаратов является оребрение поверхности труб.
Если коэффициенты теплоотдачи с двух сторон теплопередаю-
щей поверхности существенно разные, то решающее влияние на
величину общего коэффициента теплопередачи k оказывает
меньший коэффициент теплоотдачи ам. Если при этом наружная и
внутренняя поверхности примерно равны между собой, то величина
k близка к а.м (несколько меньше, чем ам).
Оребрение поверхности с той стороны, с которой а меньше,
приводит к увеличению коэффициента теплопередачи k,
отнесенного к оставшейся неоребренной поверхности трубы. Такое
оребрение приводит к уменьшению общей требуемой длины труб,
расхода металла и габаритов аппарата.
Если коэффициенты теплоотдачи с обеих сторон близки друг
к другу, то оребрение трубы с одной стороны обычно не
эффективно, так как сопровождается увеличенным расходом металла.
При равных а и значительном увеличении поверхности с одной
стороны значение k может возрасти почти в 2 раза, но масса
металла возрастает при этом более чем вдвое. Однако аппарат
может стать более компактным, поэтому в отдельных случаях такое
оребрение может оказаться целесообразным.
Наилучший способ интенсификации теплопередачи при
равных а — оребрение трубы с обеих сторон.
Наружное оребрение. Рассмотрим методику определения
коэффициента теплопередачи труб, имеющих ребра с наружной
стороны.
Коэффициент теплопередачи, отнесенный к наружной (полной)
поверхности,
kn = -^-7~i Т^ 1 Вт/(м«.°С), (Ш-11)
авн лст / ?н 0СН
где авн и ан — коэффициенты теплоотдачи с внутренней и наружной поверхности
трубы;
^вн и ^н—внутренняя и наружная (полная) поверхность трубы;
бст — толщина стенки трубы в промежутках между ребрами;
Ен — коэффициент эффективности оребренной поверхности,
учитывающий уменьшение теплосъема в связи с изменением температуры
и а по высоте ребра.
106

Коэффициент эффективности оребренной поверхности
определяют по формуле [51]:
(III—12)
E*=[l+j*-(Ep**-l)}*9
где Fv— поверхность ребер;
Е коэффициент эффективности ребер с постоянной толщиной;
е6 — поправочный коэффициент для ребер, у которых толщина уменьшается
с высотой;
еа — коэффициент, учитывающий неравномерность распределения а по
поверхности ребер.
Рис. 52. Значения коэффициента ?р в формуле (III—12):
/ — для прямых ребер (с прямым основанием); 2 —для круглых ребер
с цилиндрическим основанием.
Значения коэффициента ?Р для круглых ребер, а также для
ребер с прямым основанием [51] в зависимости от безразмерных
параметров mh и Did приведены на рис. 52. В свою очередь
(III—13)
где D — наружный диаметр ребер;
d—диаметр основания ребер;
h = — высота ребра;
6 и Яр—-толщина и теплопроводность материала ребра.
Для расчета ребер на овальных трубах можно пользоваться
верхней кривой на рис. 521
Сплошная пластина, насаженная на пучок труб, может быть
разбита на отдельные участки (рис. 53), представляющие собой
прямоугольные ребра (для коридорного пучка) или шестиуголь-
107

ные (при шахматном расположении труб). Для многоугольных
ребер В. И. Сасин [52] предложил формулу
?р =1,08— Го,0168 (yJ + 0,183 UP) - 0,175
для прямоугольных ребер
md;
(III-14)
Ф-ф.ф
\ MNlOtOz
гэН
«*/
Рис. 53. Условное разделение пластин, насаженных на
трубы, на отдельные многоугольные ребра при:
а — коридорном; б ~s шахматном расположении трубок.
для шестиугольных ребер
В \ В ^ [ А
d /э d Г В
размеры А, В и d показаны на рис. 53, б, а величину m
определяют по формуле (III—13).
Для квадратных ребер
' В \ В
d /э d
где В — сторона квадратного ребра.
При расчете ребристых или пластинчатых аппаратов с
трубами эллиптического сечения вместо диаметра труб d следует
подставлять приведенный диаметр dnp [53]
5 3
dup = — а + -
(III—15)-
8 ' 8
где а и b — большая и малая оси эллипса.
Для ребер с переменной толщиной значения коэффициента ев
в формуле (III—12) можно подсчитать по формуле
еб = 1 + 0,125 ( 1 — 1/ Y~)mh9 A11-16)
где 6\ и б2 — толщины ребра, соответственно, у основания и у вершины.
108

Формула (III—16) соответствует графической зависимости,
приведенной в справочнике по теплопередаче [51].
При подсчете т для ребер с переменной толщиной в формулу
(III—13) подставляют среднюю по высоте толщину ребра бСр.
Для ребер на круглых трубах коэффициент га можно
принимать равным 0,85, а для прямых ребер и для ребер на овальных
трубах — 0,9 [51]. Более точно, в зависимости от геометрических
размеров ребра и других параметров, можно определить еа по
методике, предложенной Сасиным [52].
Ребра из стальной ленты, навитой в холодном состоянии на
круглую трубу, и имеющие гофрировку на большей части высоты,
можно рассматривать как прямые ребра. Для ребер, навитых
в горячем виде, т. е. плоских либо с гофрировкой на небольшой
части высоты (при утончении вершины ребра) методика расчета
коэффициента эффективности ребра приведена в работе Нейбур-
гера [54].
При наличии загрязнений наружной и внутренней
поверхностей оребренной трубы формула (III—11) для коэффициента
теплопередачи примет вид
*н= g , , —7 1~Т—Х—^Г^ Г~ > (-17)
^вн \ ОСвн Л^ Лвн Лст / ^J Лн ?н ан
где бВц, бн, Яв„ и Хн—толщины слоев загрязнений и их коэффициенты
теплопроводности с внутренней и наружной сторон.
У медных труб с накатанными невысокими ребрами
температура по высоте ребра почти не меняется. Для таких ребер
коэффициент эффективности ?н»1 [55] и формулы (III—11) и (III—17)
становятся такими же, как и для неоребренных труб. Например,
ври отсутствии загрязнений и пренебрежимо малом тепловом
сопротивлении металла трубы
*н = — г Г" • (Ш-18)
-^вн авн &н
В качестве определяющего размера при определении ан для
труб с накатанными ребрами следует принимать средний диаметр
ребер [55]
dCp = 0,b(dQ + dH), (III-19)
где dQ и dR — диаметры ребер у основания и вершины.
Медные накатанные трубы, применяемые для
низкотемпературных аппаратов, делают с коэффициентом оребрения Fh/FBh=3,5
(рис. 54, а) из трубы-заготовки 20X3. В 1971 г. освоены также
трубы с Fh/Fbh=4 (рис. 54,6) из заготовки 16x2. Наружная
поверхность 1 м труб обоих типов одинакова @,145 м2), но трубы
16X2 располагают в аппарате теснее друг к другу (шаг между
осями труб 16X2 принимают равным 22 мм, а между осями труб
20X3—30 мм). Поэтому объем, необходимый для размещения
109

в аппарате заданной теплопередающей поверхности в случае
применения труб 16X2 меньше, чем при использовании труб 20X3
в 1,85 раза.
Внутреннее оребрение. Трубы с внутренним оребрением из-за
технологических трудностей длительное время для
низкотемпературных машин не получали распространения. Однако в настоящее
время такие трубы с каждым годом начинают применяться все
шире.
8
Коэффициент теплопередачи для труб с внутренними ребрами
можно определять по той же методике, что и для труб с
наружными ребрами.
В связи с сравнительно малым отношением поверхностей
Fbh/Fh у труб с внутренними ребрами коэффициент эффективности
оребренной поверхности ?Вн близок к единице (при условии
хорошего контакта ребер с трубой).
В качестве диаметра в формулы для определения
коэффициента теплоотдачи следует подставлять эквивалентный диаметр d3,
если эти формулы выведены без применения соотношений,
характерных только для круглых труб (.например, f = ——V
ПО

У медной трубы с алюминиевым сердечником, образующим
десять внутренних ребер (рис. 54, б), отношение поверхностей
^вн/^н=2,66, площадь живого сечения /==117,5 мм2, а
эквивалентный диаметр d3=2,8 мм. Хороший контакт между трубой и
ребрами достигнут благодаря опрессовке трубы снаружи.
При определении выгодности оребрения внутренней
поверхности труб следует учитывать, что при таком оребрении не только
увеличивается внутренняя поверхность, но и уменьшается
эквивалентный диаметр йъ проходного сечения трубы, так как
увеличивается периметр Р этого сечения [см. формулу (III—8)].
Эквивалентный диаметр оказывает самостоятельное влияние
на а, а следовательно, и на теплосъем с трубы, так как входит
в формулы для определения критериев Nu и Re.
Из формулы
а = —- (III—20)
а
видно, что при прочих равных условиях с уменьшением йъ (т. е.
при оребрении внутренней поверхности трубы) а увеличивается.
Из формулы
wd
Re = — (III—21)
v
следует, что с уменьшением dB критерий Re уменьшается, что
приводит к уменьшению а.
Рассмотрим, как изменится теплосъем
Q = aFA/ (III—22)
при движении жидкости по трубам, если эти трубы изнутри ореб-
рить, сохранив неизменной длину труб, суммарное проходное
сечение f и, следовательно, скорость движения жидкости. При этих
условиях внутренняя поверхность труб F пропорциональна
периметру проходного сечения Р. Следовательно, эквивалентный
диаметр йъ [см. формулу (III—8)] будет изменяться обратно
пропорционально изменению внутренней поверхности F:
Af A
d = — - — , (Ш-23)
Р F
где А — коэффициент пропорциональности.
Влияние эквивалентного диаметра на теплосъем различно при
различных режимах движения жидкости (турбулентном,
ламинарном, переходном). При уменьшении d3 режим может измениться,
например турбулентный режим перейдет в переходный.
Определим изменение теплосъема при оребрении для трех случаев:
1. Режим движения жидкости турбулентный как до, так и
после оребрения.
В соответствии с формулами (III—20), (III—1), (III—21)
и (III—23) коэффициент теплоотдачи
/ wd \0»8 0 43
__Nia_ o,02iReQ'8PrQ'43;t _ М21 (~) Рг [ % _ лг 0>2
d d d do. 2 *F ' '
111

где Ai и Л2 — коэффициенты пропорциональности, включающие в себя
величины, не зависящие от d.
Подставив это значение а в формулу (III—22), получим
Q^A^FAt^AsF1'2, (III—24)
т. е. при оребрении внутренней поверхности трубы теплосъем
с внутренней поверхности пропорционален поверхности в степени
1,2. Это значит, что теплосъем возрастает быстрее, чем
увеличивается поверхность. Например, если поверхность увеличить/в 2 или
4 раза, то теплосъем возрастет соответственно в 2,3 и-5,35 раза.
Следовательно, в данном случае оребрение внутренней
поверхности очень выгодно.
2. Режим движения до оребрения был ламинарным и,
следовательно, таким же остался после оребрения.
В соответствии с формулами (III—20), (III—3), (III—21)
и (III—23)
тх_ M62Re' Рг (т) х _ М62(—) Рг Ы я_
d d d
Ai A рол
теплосъем с трубы
Q = aFM = AbF0AFM = A6Fl>1. (Ill—25)
Следовательно, в данном случае оребрение выгодно, так как
теплосъем возрастает быстрее, чем увеличивается поверхность.
3. Из-за снижения йэ при оребрении режим движения стал
(или сохранился) переходным, т. е. критерий Re при оребрении
оказывается в области значений от 2100 до 10 000. В этой области
<х определяют по тем же формулам, что и для турбулентного
режима, но с дополнительным коэффициентом 4я, который снижается
при уменьшении числа Re (см. формулу (III—4) и рис. 50).
Введя в формулу (III—24) для турбулентного режима коэффициент
ЧЛ получим
Q = Aj#F1'2. (HI—26)
Так как величина W не является постоянной, для определения
изменения теплосъема при оребрении воспользуемся
соотношением
Qi A3^F\'2 %UJ
Определим, например, как изменится теплосъем с трубы при
увеличении внутренней поверхности в 2 раза, при начальных
числах Рейнольдса Rei, равных 10 000 и 4600.
* Величины с индексом 1 относятся к неоребренной трубе, а с индексом 2 —
к оребренной.
112

ripHRei=10 000 (Re2= -^i. =5000)
2
4>2 /M1'2 0,815 , ,
Qa = Qi^-^j =Qi-j-^--21'2=Q1-0,815-2,3 =1,870!.
При Rei=4600 (R2=2300)
Qi = Qi ^^ -21,2 = Qi-0,412-2,3 = 0.95QJ.
U,775
Следовательно, в переходном режиме оребрение внутренней
поверхности может лишь незначительно увеличить теплосъем, а в
отдельных случаях даже уменьшить его.
При определении выгодности внутреннего оребрения
необходимо также учитывать увеличение гидравлического сопротивления
в трубах.
Гидравлические расчеты аппаратов
При расчетах низкотемпературных аппаратов правильность
определения проходных сечений нельзя установить лишь
сопоставляя скорости движения пара или жидкости с рекомендуемыми
значениями, так как эти значения обычно не соответствуют
оптимальным условиям работы низкотемпературных холодильных
машин. Необходимо определять дроссельное сопротивление
(потерю давления) Д/? и мощность N, затрачиваемую на преодоление
жидкостью этого сопротивления.
Дроссельная потеря давления
Ар = ^ = BСм + |у)-у-2Па, (Ш-28)
где ? — общий коэффициент сопротивления;
| — коэффициент сопротивления трению при движении жидкости по
трубам (при ламинарном движении |^0,05, при турбулентном
6*0,03);
/ и d—длина и диаметр труб, м;
2?м — сумма коэффициентов местных сопротивлений; некоторые
значения ?м указаны ниже.
Сопротивления ?м
Вход в трубу 0,5
Выход из трубы 1,0
Плавный поворот на 90° . . . 0,5
Поворот на 180° в крышке ко-
жухотрубного аппарата ... 2,5
Вентиль проходной 4,5
Вентиль угловой 3,5
Задвижка 0,1
Более подробные сведения о коэффициентах ?м и | приведены
it специальной литературе [10, 56, 57].
Мощность, затрачиваемая на преодоление жидкостью
сопротивления Ар,
N = ApVBT, (III—29)
где V — расход жидкости, м3/с.
8 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович 113

Допустимые значения Ар и N определяют исходя из общего
принципа, в соответствии с которым дроссельные потери давления
не должны вызывать заметного снижения холодопроизводитель-
ности и экономичности установки.
Так, потеря давления пара на пути от испарителя к
компрессору в низкотемпературных машинах не должна вызывать
понижение температуры насыщения более чем на 1°С (в режиме
кондиционирования воздуха это понижение допускают . до 3°С).
На жидкостных линиях после конденсатора снижение давления
не должно приводить к парообразованию перед регулирующим
вентилем. Необходимо также учитывать снижение
производительности дроссельного органа при уменьшении давления перед ним.
Повышение сопротивления конденсаторов по воде и
испарителей по гхладоносителю вызывает увеличение затраты мощности
на привод насосов, что приводит к снижению экономичности всей
установки. Мощность, затрачиваемая на прокачивание хладоноси-
теля через испаритель, обращается в тепло, которое передается
холодильному агенту и приводит к снижению холодопроизводи-
тельности машины, в результате чего еще более снижается ее
экономичность. Кроме того, при большом сопротивлении
конденсатора или испарителя их гидравлические полости, а также
трубопроводы должны быть рассчитаны на более высокое давление, что
вызывает излишний расход металла и требует применения
специальной арматуры. Поэтому потери давления в полостях
воды и хладоносителя аппаратов не должны превышать 0,1 МПа.
Выбор материалов
При конструировании аппаратов для низкотемпературных
машин необходимо учитывать, что при понижении температуры ниже
—30° н—40° С свойства углеродистой стали резко ухудшаются
Таблица 15 (сталь становится хрупкой).
Правилами Госгортехнадзора
[58] допускаются к применению
такие стали, у которых ударная
вязкость при рабочих
температурах превышает 196 кДж/м*
Наинизшая

температура, °С
— 80
— 100
—120
—200
Обозначение
стали по DiN
10МпА14
16N114
12NH9
X12CrNil88
Легирующие
элементы
0,9%Mn, A1
3,5%Ni
5%Ni
1 18%Сг;
9%Ni
B кгс-м/см2). Исходя из этого
при температурах до минус 70° С
рекомендуется [59] применять
низколегированные стали 10Г2
ГОСТ 4543—61 или 09Г2С ГОСТ
5520—62. При более низких
температурах (до минус 200° С) приходится применять легированные
стали аустенитного класса Х18Н9Т и Х18Н10Т ГОСТ 5631—63
с большим содержанием хрома и никеля, а также медь.
Фирма Феникс-Рейнрор (ФРГ) для аппаратов, работающие
при низких температурах, применяет стали с различным
содержанием легирующих элементов в зависимости от наинизшей
температуры (табл. 15).
114

ИСПАРИТЕЛИ
Типы испарителей
Для низкотемпературных установок применяют испарители как
непосредственного охлаждения, так и для охлаждения хладоно-
сителя.
Системы с непосредственным охлаждением энергетически
выгоднее, особенно при низких температурах, и надежнее в
эксплуатации из-за отсутствия насоса для хладоносителя. Однако
применение таких систем в установках с большим количеством
потребителей холода и сложной сетью коммуникаций неудобно из-за
трудности распределения жидкого агента, защиты от влажного хода
и возврата масла к компрессору; для заполнения таких систем
требуется большое количество холодильного агента, что особенно
неудобно при использовании каскадных машин (требуются
расширительные емкости больших размеров). Поэтому для таких
установок, а также при необходимости в аккумуляции холода
применяют системы с хладоносителем.
Низкотемпературные испарители для непосредственного
охлаждения воздуха, как правило, выполняют с принудительной
циркуляцией воздуха. Конвективные батареи в низкотемпературных
камерах (*возд=—40° С и ниже) применяют редко из-за трудности
обеспечения равномерного распределения температуры по объему
камеры.
Испарители для охлаждения хладоносителей или других
жидкостей обычно выполняют кожухотрубного типа. При этом
холодильный агент может кипеть как снаружи, так и внутри
труб.
Наиболее распространены кожухотрубные испарители так
называемой жесткой конструкции с прямыми трубами, концы
которых развальцованы в приваренных к корпусу трубных решетках,
с кипением агента в межтрубном пространстве (рис. 55). Такие
аппараты наиболее просты и удобны в изготовлении. Однако при
увеличенных перепадах температур между корпусом и трубками
в корпусе этих аппаратов возникают большие напряжения.
Поэтому при их эксплуатации, во избежание аварий, необходимо
соблюдать определенные меры предосторожности.
Кроме того, недостатками указанных испарителей являются
большая емкость по холодильному агенту (неудобно для каскад-
пых машин) и наличие статического столба жидкости, из-за
которого температура в нижней части испарителя повышается (в
испарителе фреона-22 при температуре на поверхности кипящей
жидкости— 70° С и высоте столба 300 мм температура в нижней
части —66,5° С).
Поэтому для низкотемпературных машин весьма
перспективны оросительные испарители с рециркуляцией жидкости, которую
можно осуществить с помощью насоса (рис. 56, а) или эжектора
(рис. 56, б).
8*
115

U 215 .
спуск
доздцха
By SO'
Пар фреони-22
Btj125, $•
Рис. 55. Кожухотрубный испаритель ИТР35Н для машины
ФДСЮМ (Ф-22, *о=— 80°--— 50°С; Q0=5,8-r-58 кВт, хладо-
ситель — Ф-30). Материал корпуса — сталь Х18Н9Т, трубы
медные оребренные. Поверхность /?даф=44 м2.

Однако при использовании насоса следует считаться с
некоторыми энергетическими потерями, связанными как с затратой
мощности на насос, так и с тем, что тепловой эквивалент мощности,
затрачиваемой на перекачку агента, представляет собой потерю
холодопроизводительности.
Схема с эжектором значительно проще (эжектор выполняет
функции и насоса и дроссельного устройства) и надежнее;
дополнительной затраты энергии
не требуется — на
перекачивание холодильного
агента расходуется внутренняя
энергия агента в
количестве, соответствующем
разности энтальпий в состояниях
агента после его
расширения по изоэнтальпии и
адиабате [60]. Однако
регулирование количества
жидкости, проходящей через
эжектор, труднее, так как
эжектор как дроссельный орган
обладает свойствами
постоянного сечения.
При использовании в
качестве хладоносителя
раствора хлористого кальция
низкотемпературные испа-
Рис. 56. Кожухотрубные
испарители с
рециркуляцией жидкости с
помощью:
а —насоса; б —эжектора.
/ — коллекторы с
форсунками; 2 — насос; 3 — эжектор.
рители с кипением в межтрубном пространстве не эффективны:
из-за большой вязкости этого раствора при температурах ниже
—20° С режим движения его по трубам переходный, а при
температурах ниже —30° С — ламинарный. При этом коэффициенты
теплоотдачи со стороны рассола очень низкие. Кроме того, имеется
опасность замерзания рассола и разрыва труб.
При замене раствора хлористого кальция фреоном-30,
обладающим значительно меньшей вязкостью, требуемая теплопередаю-
щая поверхность испарителя при температуре кипения минус 40° С
уменьшается в три раза [61]. Замерзание фреона-30 в трубах (при
t=—100° С) не влечет за собой разрыв труб, так как при
замерзании объем фреона-30 уменьшается.
117

Кожухотрубные испарители с кипением внутри труб могут быть
с прямыми трубами (жесткой конструкции, как на рис. 55) и с
U-образными трубами (рис.57).
Температурные напряжения у испарителей жесткой
конструкции при кипении внутри труб меньше сказываются на прочности
•аппаратов, чем при кипении в межтрубном пространстве. У
испарителей с U-образными трубами температурные напряжения
отсутствуют.
Рис. 57. Кожухотрубные испарители с кипением агента внутри U-образных
труб, движением хладоносителя поперек труб и с рециркуляцией жидкости
при помощи:
а —насоса (/); б —эжектора B).
Основное преимущество аппаратов с внутритрубным кипением
для низкотемпературных машин — малая емкость по
холодильному агенту и отсутствие влияния столба жидкости на температуру
кипения. Особенно выгодны такие аппараты для
низкотемпературных испарителей с раствором хлористого кальция, так как
благодаря поперечному обтеканию труб коэффициенты теплоотдачи со
стороны рассола высоки, несмотря на большую его вязкость. При
частичном замерзании рассола снаружи труб разрыв их не
происходит.
У испарителей с внутритрубным кипением необходимо
обеспечить равномерное поступление жидкого агента во все трубки. Для
этого входную полость в днище делают небольшой по объему
(рис. 57, а). Для повышения коэффициентов теплоотдачи со сто-
118

роны кипящего агента желательна рециркуляция его, для
осуществления которой также можно использовать насос (рис. 57, а) либо
эжектор (рис. 57, б).
Недостаток испарителей с U-образными трубками — разная
длина труб в аппарате.
При выборе типа испарителя следует учитывать, что при
рециркуляции жидкого фреона затруднен возврат масла из испарителя
к компрессору.
Особенности эксплуатации кожухотрубных испарителей
жесткой конструкции
В корпусе низкотемпературных испарителей жесткого типа
с кипением холодильного агента в межтрубном пространстве
могут возникать большие температурные напряжения. Если
хладоноситель в трубах еще не охлажден, а жидкий холодильный агент
находится на дне аппарата в небольшом количестве, то при
понижении давления в испарителе корпус в нижней части резко
охлаждается и испытывая растяжение вследствие хрупкости стали при
низких температурах может разорваться. Такие явления могут
происходить, например, при неправильном пуске холодильной
машины, при заполнении ее агентом, а также при удалении (отсосе)
агента из испарителя.
Чтобы при пуске машины испаритель не подвергался
опасности разрыва, не следует перед ее остановкой удалять (отсасывать)
весь холодильный агент из испарителя, хотя во избежание
влажного хода при пуске такой отсос иногда рекомендуют [62].
Необходимо, чтобы перед пуском машины уровень жидкого агента в
испарителе был лишь незначительно ниже обычного, а в течение
всего пускового периода заполнение испарителя должно быть
нормальным. При этом всасывающий вентиль компрессора следует
открывать очень медленно, не допуская понижения температуры кипения
более чем на 10° С по сравнению с температурой хладоносителя.
При таком пуске хладоноситель охлаждается наиболее быстро
(так как теплопередающая поверхность испарителя работает
эффективно), все части испарителя охлаждаются равномерно
(температурные напряжения отсутствуют) и влажный ход невозможен.
При заполнении холодильным агентом отвакуумированной
системы не следует сразу направлять в нее жидкий холодильный
агент, хотя такие рекомендации имеются [63]. Отвакуумирован-
ную систему необходимо первоначально заполнять парообразным
агентом, что можно достигнуть, например, установкой баллона
с агентом вертикально, выходным штуцером вверх. Лишь после
того, как давление в системе повысится до величины, при которой
попадание жидкости в испаритель не приведет к опасному
понижению температуры в его нижней части, можно приступить к
заполнению системы жидким агентом (перевернуть баллон).
При первоначальном заполнении системы с испарителем,
который во время работы содержит масло, растворенное во фреоне,
119

необходимо сначала залить в испаритель требуемое количество
масла и лишь затем приступить к заполнению системы фреоном.
При отсосе холодильного агента из испарителя хладоноситель
должен циркулировать непрерывно, а компрессор следует
включать периодически, каждый раз понижая давление в испарителе
только до величины, при которой еще не могут возникнуть
большие температурные напряжения. Полностью отсосать пар из
испарителя (вакуумировать испаритель) можно только при отсутствии
в испарителе жидкого агента, т. е. в том случае, если после
очередного отсоса давление в испарителе больше не повышается
(несмотря на продолжающуюся циркуляцию отепленного хладоноси-
теля через испаритель.)
Теплоотдача при кипении
При расчетах низкотемпературных испарителей приходится
сталкиваться в основном со случаями кипения агента на наружной
поверхности пучков труб и внутри труб.
Кипение на наружной поверхности труб. Характер кипения
агента в аммиачных и фреоновых кожухотрубных испарителях
различен.
Аммиачные испарители изготовляют со стальными неоребрен-
ными трубами относительно большого диаметра (обычно 25 мм)
и с большим шагом между осями труб C4 мм)*. Поэтому
тепловая нагрузка на единицу объема жидкости невелика, и даже при
больших нагрузках на единицу теплопередающей поверхности (до
9000 Вт/м2) наблюдается так называемое неразвитое кипение
аммиака, при котором интенсивность теплообмена определяется
действием как парообразования, так и свободной конвекции [64].
Для определения коэффициентов теплоотдачи при кипении
аммиака в низкотемпературных кожухотрубных испарителях с
трубами наружным диаметром 25 мм можно рекомендовать формулу
Даниловой и Куприяновой [64], обобщающую результаты
исследований пучков труб и кожухотрубных испарителей**
а = 1,4Л<#2 + 0,175^2 Вт/(м2.°С),
где для /о==— 40°-И)°С.
А = 150+0,25*0 Вт°'8/(м1>б.°С);
В = 0,0454 + 0,000582*о мм/(Вт°'2 .°Q.
Фреоновые кожухотрубные испарители выпускают с медными
сребренными трубками (см. рис. 54,а и б), поэтому в единице
объема аппарата сосредоточена значительно большая теплопере-
дающая поверхность. '
* Во вновь разрабатываемых испарителях A971 г.) применяют шаг между
осями труб 32 мм.
** Для удобства расчетов формула представлена нами в преобразованном
виде.
(III—30)
(III—31)
(Ш-32)
120

Исследовали теплоотдачу при кипении фреонов с одиночными
трубками (гладкими и оребренными) и с пучками неоребренных
труб. При этом установлено следующее:
на одиночной трубе коэффициент теплоотдачи уменьшается при
понижении температуры кипения [65] и уменьшении
шероховатости труб [66];
добавление масла к фреону до 10% по массе (такое
содержание масла характерно для фреоновых испарителей) снижает а
одиночной трубы на 20—30% [67];
оребрение поверхности труб увеличивает а на 10—100% [68,
69,70];
коэффициент теплоотдачи на пучках гладких труб выше, чем
на одиночной трубе в 1,2—2,0 раза [71, 72], при этом с
уменьшением шага труб в пучке, а также с понижением температуры
кипения отношение аПучка/а0д.тр. возрастает [72];
при тепловых нагрузках ^<1500-^- 2500 Вт/м2 как на
одиночных трубах, так и на пучках неоребренных труб начинается
переход к неразвитому кипению, при котором коэффициенты
теплоотдачи невелики и мало зависят от д>-
Повышение коэффициента теплоотдачи при оребрении, в
пучках труб по сравнению с одиночной трубой, при уменьшении шага
труб в пучке, а также при понижении температуры кипения в
пучках объясняется усилением турбулизирующего влияния пузырьков
пара, поднимающегося через жидкость, так как объемный расход
пара, проходящего через единицу площади живого сечения, от всех
перечисленных факторов возрастает.
Теплообмен во фреоновых кожухотрубных испарителях имеет
некоторые дополнительные особенности по сравнению с
теплообменом в экспериментальных пучках:
вследствие оребрения труб и значительно большего числа
рядов труб по высоте объемный расход пара на единицу площади
живого сечения в аппаратах гораздо больше, чем в
исследованных пучках. Увеличение расхода пара может вызывать
дополнительный рост а (вследствие турбулизирующего действия
поднимающихся пузырьков), либо (при очень большом объеме
образующегося пара), наоборот, уменьшать а вследствие омывания
поверхности труб паром, образовавшимся на трубках нижних рядов
(«запаривание» поверхности труб) *;
на интенсивность теплообмена оказывают влияние пузырьки
пара, не только образующегося при кипении, но и поступающего
в испаритель вместе с жидкостью от регулирующего вентиля;
вследствие того, что трубки полностью заполняют
горизонтальные сечения испарителя, достигая почти самой обечайки, имеющей
круглую форму, упорядоченная циркуляция жидкости в
испарителе невозможна;
1 Следует различать указанное запаривание труб от «пленочного режима
кипения» [Ю], при котором поверхность трубки покрыта пленкой пара,
образовавшегося на той же трубке. Пленочный режим кипения может возникать лишь при
очень больших нагрузках, и в аппаратах холодильных машин не наблюдается.
т

неразвитое кипение в низкотемпературных испарителях с
оребренными трубками не наблюдается даже при очень малых
тепловых нагрузках qFy что объясняется большими удельными
объемами пара при низких температурах. При испытании испарителя
машины ФДС20 (*о=— 60 -^—80° С, ^=170-И000 Вт/м2) в
различных режимах требовалось различное количество жидкого фре-
она-22 для нормального заполнения испарителя, что возможно
лишь при развитом пузырьковом кипении;
Рис. 58. Коэффициенты теплоотдачи фреоновых
кожухотрубных испарителей с медными
оребренными трубками:
/ — ИФ400, Ф-22, подача хладоносителя сверху, трубки
по профилю близки к изображенным на рис. 54, б;
2 и 3 — подача хладоносителя снизу, трубки — по
рис. 54, с; 2-ИТР140, Ф-12; 3 — ИТР80Н, Ф-22, t0=
-—60 -г- -65° С*
разные трубы испарителя имеют различную температуру.
Наивысшая температура, а значит и нагрузка qF— у трубок первого
хода хладоносителя. Следовательно, на этих трубках образуется
наибольшее количество пара. В зависимости от расположения
ходов (находится ли первый ход в нижней или верхней части
испарителя) может изменяться средний коэффициент теплопередачи
испарителя. Так, у испарителя ИФ400 при вводе хладоносителя
через верхний патрубок крышки1 коэффициент теплопередачи k
оказался на 15—20% выше, чем при вводе через нижний
патрубок. Нагрузка при этом была относительно велика (qF==2500 ч-
-ь 3500 Вт/м2), и при подаче хладоносителя снизу вследствие
большого количества пара, образующегося на трубках первого хода,
происходило запаривание средних и верхних трубок, что
уменьшало а и k аппарата. Наоборот, при малых qF возможны более
высокие а при нижней подаче хладоносителя, так как запаривание не
возникнет, а большое количество пара, образующегося на нижних
трубках, улучшит турбулизацию всей жидкости.
Вследствие указанных особенностей фреоновых
низкотемпературных испарителей с медными оребренными трубками определять
для таких испарителей коэффициенты теплоотдачи при кипении по
методике [73], основанной на изучении одиночных труб и пучков
• неоребренных труб, неправомерно, а в большинстве случаев и не-
1 Испаритель ИФ400 имеет ту же конструкцию, что и ИТР35Н (см. рис. 55)
122
itutn
1?пп\
tooo\-~
^s 8DD\—
\ 1
^ boo\
»5 чпп\
V Г"
чоо \—
г*
т±-
А
у
1
/^
У]
2
У
А
,/
/
у
/
А
пЛ
0,6 1 2 3 4

возможно, так как отсутствуют данные о коэффициентах теплоот-^
дачи в пучках труб при низких температурах и малых нагрузках д*%
Действительные коэффициенты теплоотдачи некоторых
испарителей указанного типа, полученные при заводских испытаниях, по--
казаны на рис. 58.
Кипение внутри горизонтальных труб. Коэффициент теплоотда-.
чи со стороны фреона в низкотемпературных испарителях с кипе--
нием агента внутри труб можно определять по зависимостям, пред--
ложенным Бо Пьерре [74] и Богдановым [75].
Оба автора проводили исследования при относительно высоких;
температурах (Богданов при —10^-30° С, Бо Пьерре при ^-20-~
— 10°С). Но поскольку зависимости, подученные в результате ис-~
следований, проводившихся с различными фреонами, представле--
ны авторами в обобщенном (критериальном) виде, эти зависимо-,
сти могут быть распространены (с некоторым приближением) и на
низкие температуры.
Из критериальных зависимостей Бо Пьерре можно вывести
следующие формулы для определения коэффициентов теплоотдачи:
для полного испарения (на выходе из испарителя паросодержа^
ние х2= 1 или перегрев 1 ¦-*- 2° С)
для неполного испарения (х2<1, для испарителей с
рециркуляцией жидкого агента)
м
где wp~—— массовая скорость движения холодильного агента в трубе,
кг/(с-м2).
Богданов предлагает различные зависимости для определения
коэффициентов теплоотдачи: для развитого (пузырькового)
кипения (qF&* 1500-^2000 Вт/м2) и неразвитого кипения,
соответствующего конвективному теплообмену (#f< 1500-^-2000 Вт/м2).
Для развитого кипения
* = W{^)*№. (III-35),
где коэффициент, учитывающий свойства агента,
57'б(Я'27я'0'57^0'2
,23
Вт0'4-с0'2
/ (р) = -^ гтт- (Ш—36).
1КЮ ^0.37,0,4^0.2 кг0.2м0,2ос
Для фреона-12 при /0=—30° и —10° С значения / (р) равны 0,84
и 1,035. Для фреона-22 соответственно 0,942 и 1,16.
Формула (III—35) справедлива при паросодержании на
выходе из испарителя х2^0,9. При 0,9<x2<l погрешность при
определении а невелика. При наличии перегрева часть поверхности,
123;

омываемую перегретым паром, следует исключить из рассмотрения.
При неразвитом кипении а почти не зависит от qF и его можно
определить по формуле
а = Aw\A2 , (III—37)
где Щ — скорость движения жидкости (паросодержание Xi=0) /при входе
в трубу. L (
Формула (III—37) справедлива только для фреона-12 (Л =
= 1600) и фреона-22 (Л =2480) при трубах диаметром 12 мм. Для
других агентов и диаметров труб можно рекомендовать
пользоваться формулой (III—35), подставляя в нее постоянное значение
<7f= 1500 Вт/м2.
Рассмотренные выше зависимости справедливы для кипения
чистых фреонов. Как показали исследования [75, 76], небольшое
добавление масла к фреону (до 5%) при малых нагрузках
приводит к увеличению а. Это объясняется тем, что масло, растворенное
во фреоне, снижает поверхностное натяжение, в связи с чем
поверхность соприкосновения жидкости с трубкой увеличивается.
Например, при содержании масла 5% и тепловой нагрузке
4^=2000 Вт/м2 а смеси на 40% выше, чем а чистого фреона. При
содержании масла 10% коэффициенты выравниваются, и при
дальнейшем добавлении масла а смеси становится ниже, чем у
чистого фреона. С увеличением тепловой нагрузки снижается
положительное влияние примеси масла на а, так как при больших qF
сечение трубки достаточно хорошо смачивается по всему периметру
и чистым фреоном. Так, при концентрации масла 5% и увеличении
qF до 7000 Вт/м2 а смеси уменьшается до а чистого фреона.
В испарителях с кипением внутри труб прямоточного типа (без
рециркуляции жидкости) концентрация масла невелика (не выше
1—2%), так как в них масло не накапливается. Однако у выхода
холодильного агента из испарителя, где паросодержание
приближается к 100%, концентрация масла резко возрастает.
В испарителях с рециркуляцией жидкости концентрация масла
может возрасти, т. е. достичь тех же значений, что и в кожухотруб-
ных испарителях (около 10%).
Формулы Богданова и Бо Пьерре выведены для одиночных
труб. Для испарителей с большим количеством труб их можно
применять при условии достаточно равномерного распределения паро-
жидкостной смеси по всем трубкам. В этом случае, как
указывалось, входная полость должна быть небольшой по объему.
Подобный испаритель был испытан Каном и Павловым [77], при этом
действительные коэффициенты теплоотдачи заняли промежуточное
положение по сравнению с вычисленными по формулам Богданова
и Бо Пьерре. При испытаниях испарителя был также подтвержден
переход к неразвитому кипению при малых qF.
В низкотемпературных испарителях коэффициенты
теплоотдачи со стороны кипящего фреона, движущегося внутри труб, в
несколько раз меньше, чем со стороны хладоносителя, обтекающего
эти же трубы снаружи. Поэтому внутреннюю поверхность труб це-
124

лесообразно оребрять. Коэффициент теплоотдачи при кипении фре-
онов в трубах с внутренними ребрами можно приближенно
определить по формулам (III—33) -*- (III—35), подставляя в них
эквивалентный диаметр сечения dd.
При внутреннем оребрении теплосъем увеличивается не только
в результате увеличения поверхности, но и за счет уменьшения
эквивалентного диаметра сечения, так как при уменьшении
диаметра поверхность трубы равномернее смачивается жидкостью,
содержащей значительную примесь
пара.
Пользуясь методом,
примененном нами для анализа
влияния внутреннего оребрения на
теплосъем при движении
жидкости без изменения агрегатного
состояния, можно показать, что
если а определять по формуле
(III—35), то при внутреннем
оребрении трубы, по которой
движется кипящий фреон,
теплосъем увеличивается
пропорционально увеличению поверхности
в степени 1,5.
Однако необходимо
учитывать, что при внутреннем
оребрении существенно возрастает
гидравлическое сопротивление
испарителя, что снижает
экономичность его работы, особенно при низких температурах. Для
уменьшения сопротивления целесообразно применять одноходовые
аппараты с прямыми трубками.
Определение тепловой нагрузки qF при расчетах теплоотдачи
в испарителях. В формулы для определения коэффициентов
теплоотдачи при кипении как внутри, так и снаружи труб входит
удельная тепловая нагрузка
которая обычно перед началом проектного расчета бывает
неизвестна, поскольку поверхность испарителя F подлежит определению
в результате расчета.
Поэтому нагрузку q& (или поверхность F) приходится
подбирать методом последовательных приближений.
Так, задавшись нагрузкой #f, вычисляют коэффициент
теплоотдачи со стороны агента аа, затем, найдя коэффициент теплоотдачи
со стороны хладоносителя ар, определяют коэффициент
теплопередачи k. После этого можно проверить правильность выбора Qf по
формуле
qF = k&. (III—38)
Рис. 59. График для нахождения
неизвестной величины Qf методом
последовательных приближений.
125

Для облегчения подбора целесообразно построить график
(рис. 59), на оси абсцисс которого отложить величины,^,
которыми задались (а- , ор и т. д.) , а на оси ординат — величины
\Яр > Яр )> полученные после проверки по формуле (III—38).
* гпол-1 гпол.2'
Величинам, которыми задались правильно (qF —Я$ )*
соответствуют точки на прямой, проведенной из начала к/оординат под
углом 45° к осям. С помощью графика можно уже на третий раз
получить достаточно точное значение q& (точка Л).
Сопротивление при движении кипящего
холодильного агента по трубам
Падение давления при движении кипящего холодильного
агента по трубам испарителя
2 vcp
где ?— общий коэффициент сопротивления;
иср=0,5 (Vi+v3) — средний удельный объем парожидкостной смеси в
трубе, м3/кг;
Vi=v'(l—xx)+v"хг — удельный объем на входе в трубу;
1/2=г/A—x%)~\-v"x2 —• то же, на выходе из нее;
хх и *2 —паросодержание на входе в трубу и выходе из нее;
В — статическая высота подъема жидкости в
испарителе, м;
М
шр =——— массовая скорость движения холодильного агента,
кг/(с-м2).
В формуле (III—39) первый член правой части учитывает
сопротивления при движении кипящей жидкости, не связанные с ее
подъемом, и представляет собой в преобразованном виде левое
выражение формулы (III—28)*, а второй член учитывает
статическую потерю давления, связанную с подъемом жидкости в
испарителе на высоту Я.
Коэффициент сопротивления можно определить по методике,
предложенной Бо Пьерре [76]
2 (vo — Vi) I
? = — + I — + *?м, A11—40) =
vcp d
где ? — коэффициент трения;
l в d — длина и диаметр трубы;
п—число {/-образных колен (изогнутых на 180°);
?м— коэффициент местного сопротивления колена.
В формуле (III—40) первый член учитывает потери, вызванные
ускорением потока из-за парообразования, второй член — потери
на трение и третий член — местные потери в коленах.
* Непосредственно пользоваться формулой (III—28) в данном случае
неудобно, так как плотность р и скорость движения кипящей жидкости w переменны
по длине трубы.
126

Для чистых (безмасляных) фреонов
W<IFH>25
I = 0,0295 0б «0,03 (Ш-41)
(wpd)> •
и ?М=0,8-М,0 при радиусе изгиба колена, равном (l,5-f-5) d.
Большие значения ?м — для приваренных или припаянных колен,
меньшие — для колен, изготовленных изгибом основной трубы.
При содержании масла в жидком фреоне-12 в количестве
6 ч- 12% значения коэффициентов больше, чем для чистых
фреонов: g в 2,86 раза, ?м на 30%.
При проектировании испарителей с кипением холодильного
агента в трубах необходимо правильно выбрать скорость
движения агента. При увеличении скорости увеличиваете^ а, что при
данной температуре стенки приводит к повышению температуры
кипения ?о, а значит и к улучшению энергетических показателей
машины. Однако с повышением скорости возрастают и
дроссельные потери. Давление на выходе из испарителя падает, а затраты
мощности в компрессоре возрастают. Задаваясь различными
значениями скорости, можно найти ее оптимальную величину.
Аналитический способ определения оптимальной скорости предложен
А. А. Гоголиным [78].
При проектировании испарителей с рециркуляцией кипящего
агента необходимо правильно выбрать кратность циркуляции z
(отношение количества агента, циркулирующего в единицу
времени через испаритель к количеству отсасываемому из него). С
увеличением z увеличивается теплосъем, но возрастает мощность на
преодоление сопротивлений. Е. Гранридом [79] предложено
уравнение для определения оптимальной кратности циркуляции
20ПТ = С • 1012 dm <7j4/3 L~7/3 , (III—42)
где С— коэффициент, зависящий от того, какой применяется холодильный агент,
а также от величины коэффициента трения |.
При |==0,015 и tQ = 0, —20 и —40°С коэффициент С
соответственно равен: для фреона-12 9,1; 4,6; 2,1; для фреона-22—18; 9,2;
4,1; дляШз — 37; 16; 5,8.
ВОЗДУХООХЛАД ИТЕЛ И
Воздухоохладители для низкотемпературных машин
выполняют, как правило, непосредственного охлаждения, причем теплопе-
редающую поверхность в этих аппаратах выполняют в виде труб
с плоскими или навитыми ребрами, либо с пластинами,
насаженными на пучки труб. Коэффициенты оребрейия высоки (FK/FBH
до 20). Воздух принудительно продувается поперек труб (вдоль
ребер), а холодильный агент кипит в трубах.
При низких температурах (^Ст <^—50° С) иней не оседает на
поверхности воздухоохладителя, а сдувается воздухом. Это
упрощает конструкцию воздухоохладителей (не требуются устройства
для оттаивания) и облегчает их расчет.
При конструировании низкотемпературных
воздухоохладителей среднюю разность температур в между воздухом и кипящим
127

агентом принимают как можно меньше. Например, при *о=—70 -s-
ч 80° С рекомендуется [10] в=3—5° С, тогда как при —40° С
0=6—10° С. При малых в требуемая температура воздуха
получается при более высоких температурах кипения, при которых хо-
лодопроизводительность машины и холодильный коэффициент
выше. Эта выгода оправдывает увеличение поверхности
воздухоохладителя. /
Расходы воздуха для низкотемпературных воздухоохладителей
целесообразно принимать большими, так как это обеспечивает
уменьшение разности Д?Вз между начальной и конечной
температурами воздуха в воздухоохладителе. Работа с малыми ЬЛш
энергетически выгоднее, поскольку ту же температуру воздуха на
входе в воздухоохладитель можно получить при более высокой
температуре кипения (при той же средней разности температур в).
Кроме того, при малой Д?Вз обеспечивается более равномерное
распределение температур по объему камеры.
Однако чрезмерно увеличивать расход воздуха нельзя, так как
при большом расходе сильно возрастает требуемая площадь f
живого сечения воздухоохладителя либо скорость движения
воздуха w.
При конструировании низкотемпературных
воздухоохладителей следует уделять особое внимание правильному выбору
скорости движения воздуха w.
С увеличением скорости движения воздуха повышается
коэффициент теплопередачи и уменьшается требуемая поверхность
воздухоохладителя. Однако возрастает также сопротивление проходу
воздуха А/7, причем гораздо быстрее, чем уменьшается
поверхность. Это объясняется тем, что требуемая поверхность
уменьшается пропорционально скорости в степени, примерно равной 0,5,
а сопротивление при прочих равных условиях в соответствии
с формулой
w2
растет пропорционально примерно квадрату скорости.
В действительности, часто сопротивление- возрастает еще
быстрее, так как при заданном расходе воздуха и выбранном типе
ребристых труб скорость можно увеличить за счет уменьшения
фронтальной площади воздухоохладителя, что в свою очередь
достигается увеличением числа рядов труб в глубину (по ходу
воздуха), а это вызывает дополнительный рост сопротивления.
Мощность, затрачиваемая в вентиляторе на преодоление
воздухом сопротивления воздухоохладителя (Адвент.), а также
мощность, потребляемая электродвигателем вентилятора (Мэл.дв.), при
заданном расходе воздуха пропорциональна сопротивлению
воздухоохладителя
VAp
Aw. = -Вт, (Ш-43)
Лвент.
VAp
#эл. дв. = Вт. (Ш-44)
Лвент. 'Пэл.дв.
128

Вся мощность, затрачиваемая в вентиляторе Л/вент,
превращается в тепло, которое передается воздуху. При этом полезная холо-
допроизводительность установки уменьшается на величину AQbo —
= Адвент, Вт.
Если электродвигатель вентилятора не вынесен из объема
камеры, т. е. находится в потоке воздуха, потери мощности в
электродвигателе также передаются в виде тепла воздуху камеры.
В этом случае Дфяо=М>л.дв.
Таким образом, с увеличением скорости движения воздуха
резко возрастает потеря холода AQbo, что снижает экономичность
всей установки, так как для достижения той же полезной холодо-
производительности приходится существенно повышать мощность,
затрачиваемую на привод компрессоров.
Поэтому скорость движения воздуха следует принимать такой,
чтобы потеря холода AQbo составила не более 5—10% от
полезной холодопроизводительности.
Чтобы это условие выполнить, скорость движения воздуха для
низкотемпературных воздухоохладителей приходится принимать
небольшой — до 4, а иногда и до 2 м/с. При этом у аппарата
оказывается большое фронтальное сечение и малое число рядов труб
в глубину (по ходу воздуха).
Трубы низкотемпературного воздухоохладителя обычно
располагают горизонтально, так как при вертикальном расположении
из-за наличия столба жидкости температура кипения в нижней
части воздухоохладителя оказывается выше.
Шаг труб по высоте следует принимать как можно меньше, так
как при малом шаге сильнее заполняется фронтальное сечение
воздухоохладителя, и при заданных расходе и скорости воздуха
необходимая фронтальная площадь аппарата увеличивается, а
значит и уменьшается его глубина (для сохранения той же теплопе-
редающей поверхности). Следовательно, воздухоохладитель с
малым шагом труб по высоте оказывает уменьшенное сопротивление
А/7 проходу воздуха, а значит и потеря холода у такого
воздухоохладителя меньше.
Горизонтальные трубки воздухоохладителя объединяют
боковыми калачами в отдельные змеевики (шланги). Длина каждого
шланга не должна превышать величину, при которой снижение
температуры кипения холодильного агента на длине шланга
(вследствие дроссельного падения давления движущейся по
змеевику парожидкостной смеси) составляет 0,5° С. Для уменьшения
сопротивления шлангов движению по ним парожидкостной смеси
увеличивают количество параллельно соединенных шлангов,
уменьшая длину каждого из них.
В каждый из параллельно работающих змеевиков
воздухоохладителя необходимо подавать одинаковое количество жидкого
холодильного агента.
В воздухоохладителях с нижней подачей жидкости и отводом
пара сверху (воздухоохладители затопленного типа) жидкость
равномерно поступает во все змеевики. Однако вследствие большой
9 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
129

высоты низкотемпературных воздухоохладителей, обладающих,
как было указано, большой фронтальной площадью, затопленные
аппараты применяют редко, так как наличие столба жидкости в
таких аппаратах заметно сказывается на повышении температуры
кипения в нижней части воздухоохладителя.
В аппаратах с верхней подачей жидкости, поступающей во все
змеевики от одного терморегулирующего вентиля, для
равномерного распределения парожидкостной смеси в каждый змеевик
применяют специальные распределители, или «пауки» (рис. 60).
Рис. 60. Распределители:
а— радиальный; б — конический.
Для обеспечения нормальной работы воздухоохладителя
необходимо правильно расположить змеевики относительно потока
воздуха.
На/рис. 61. схематически изображены два воздухоохладителя
с правильным и неправильным расположением змеевиков. В
аппарате,-изображенном на рис. 61, а, температура воздуха
понижается йрй подходе к каждому последующему змеевику, и,
следовательно, змеевик / омывается более теплым воздухом по сравнению
со змеевиком 4.
Поскольку во всех змеевиках холодильный агент кипит при
одной и той же температуре, разность температур в между воздухом
и холодильным агентом у первого змеевика больше, чем у
последнего, и теплообмен в первом змеевике происходит интенсивнее.
В каждый змеевик поступает одинаковое количество жидкости,
и, вследствие более интенсивного теплообмена в первом змеевике
йся жидкость в нем выкипит ранее, чем достигнет конца змеевика.,
Часть поверхности этого змеевика будет омываться паром, т. е.
окажется неиспользованной. В последнем же змеевике жидкость,
=130

наоборот, не успеет полностью выкипеть, и часть ее попадет во
всасывающий трубопровод.-
Кроме того, при расположении змеевиков в вертикальной
плоскости (см. рис. 61, а) в случае цикличной работы машины весь
холодильный агент, находящийся в воздухоохладителе, при
остановке компрессора/Поступит в нижнюю часть аппарата, и
последующий пуск компрессора будет сопровождаться влажным ходом.
Указанные недостатки устранены в воздухоохладителе с
горизонтальными змеевиками (рис. 61,6). В нем все змеевики распо-
От распределителя
съ —j».
«8 -»
'flap к
-*—t
\
; Г7 .., ,
4-
/
/
У
* * * *.
Ал
Л к
У
От распределителя
ИИ
А л ^
\ Щ
i / ' ;
I ///
///
компрессору
Пар к
компрессору
1 />/
777 Л
У/уП
А*\\
М%л
¦м>
/V
/
А
ш
у
L53Z
Рис. 61. Воздухоохладители с неправильным (а) и правильным {б)
расположением змеевиков относительно потока воздуха.
ложены одинаково по отношению к потоку воздуха, поэтому
кипение во всех змеевиках заканчивается одновременно. Во избежание
слива жидкости в нижнюю часть аппарата при остановке
компрессора и последующего влажного хода выходные концы змеевиков,
присоединяемые к паровому коллектору, немного приподняты
(точки Л, см. рис. 61*, б).
При питании воздухоохладителя жидким холодильным агентом
с помощью терморегулирующего вентиля на выходе из
воздухоохладителя поддерживается перегрев в несколько градусов,
вследствие чего теплопередающая поверхность воздухоохладителя
работает неэффективно, так как часть ее омывается паром. Повысить
эффективность работы воздухоохладителя можно, осуществив в его
змеевиках рециркуляцию жидкого холодильного агента.
В воздухоохладителях с рециркуляцией жидкости змеевики
целесообразно располагать так же, как и в воздухоохладителях с
питанием от терморегулирующих вентилей (см. рис. 61,6), но
жидкость в змеевики следует подавать не через распределитель, а
через общий коллектор, сужающийся после ответвления к каждому
змеевику.
В настоящее время в воздухоохладителях чаще всего
применяют оребренные круглые трубы. Однако более эффективны аппара-
9*
131

ты с оребренными трубами эллиптического или овального сечения
(радиаторы).
При использовании трубок одного и того же периметра в
радиаторах можно получить такое же проходное сечение для воздуха,
как и в пучке с круглыми трубками, при существенно
уменьшенном шаге трубок по фронту и лишь
незначительно увеличенном шаге по
глубине (рис. 62). Это способствует
компактности радиаторов [80].
Кроме того, в радиаторах
коэффициент эффективности ребристой
поверхности выше, так как отсутствуют участки
ребер (Л, см. рис. 62), наиболее
удаленные от трубок, и выше коэффициент
теплоотдачи с внутренней поверхности труб
вследствие меньшего эквивалентного
диаметра проходного сечения. Поэтому
у радиаторов меньше требуемая тепло-
передающая поверхность.
В результате проведенных
исследований [80] установлено, что
воздухоохладитель с плоскими трубками (рис. 62)
по сравнению с аппаратом, состоящим
из круглых трубок, имеет массу,
уменьшенную почти вдвое, и объем,
уменьшенный на 40%, при этом коэффициент
теплопередачи увеличен на 50%.
Для определения коэффициента тепло-
бами. отдачи со стороны воздуха при обтекании
пучков ребристых труб в
низкотемпературных воздухоохладителях можно
рекомендовать формулу Карасиной [10]. Для Re = 3-103Ч-25-103 и
^=3-4,8
и
Рис. 62. Схемы пучков
с круглыми и плоскими тру-
Nu=CRen(iH(f
0,14 .
(Ill—45)
где
Re=±
d0— диаметр основания ребер, м;
и — шаг ребер, м;
h — высота ребер, м;
С и п — коэффициенты, определяемые из табл. 16;
—— — критерий Нуссельта;
А
wup
- критерий Рейнольдса;
ш — скорость движения воздуха в наиболее узком сечении, м/с.
Коэффициент теплоотдачи со стороны кипящего агента авн во
много раз больше, чем со стороны воздуха ан. Однако при расчете
ребристых воздухоохладителей пренебрегать тепловым
сопротивлением при теплоотдаче внутри труб нельзя, так как вследствие
132

большого оребрения наружной Таблица 16
поверхности величины
тепловых сопротивлений при
теплоотдаче с наружной и
внутренней поверхности соизмеримы
между собой [81].
Сопротивление Ар
воздухоохладителя, состоящего из
пучков оребренных труб круглого
сечения, при обтекании их
поперечным потоком воздуха
можно рассчитывать по
формуле, предложенной Антуфьевым
и Белецким [82]:
(Ш-46)
где Л, ху у, п — коэффициенты, определяемые по табл. 17;
2—число рядов труб в направлении движения воздуха;
5=0,5E!+52) — усредненный шаг труб в пучке, м;
Si — поперечный шаг;
S2—шаг в направлении движения воздуха;
°и*оР .
Пучок

Коридорный

Шахматный
Форма ребер
Круглая
Квадратная
Круглая
Квадратная
Коэффициенты
в формуле
(III—45)
С | п
0,104
0,096
0,223
0,205;
[ 0,72
0,65]
Re =
Ч
остальные величины те же, что и в формуле (III—45).
Сопротивления движению воздуха воздухоохладителей, состоя*
щих из пучков ребристых труб эллиптического или овального сече-
Пучок
S
Шахматный, —— = 2
До
Тесный* шахматный
S
Коридорный — = 2
а0
Тесный* коридорный
Пределы
Re-Ю-4
1—6
6—10
¦1—6
6—10
Не
ограничены
Таб,
яйца 17
Коэффициенты в формуле (III—46)
Л | х 1 у
2,7
0,196
1,98
0,17
0,188
0,17
0,45
0
0,2
\ 0,5
0,3
—0,72
—0,58
п
—0,24
0
—0,24
0
0
У тесных пучков ребра соседних труб соприкасаются.
133

ния 7(радиаторов), можно определять по формуле Марьямова [83]:
Ар = (icz+ ? -?-)-^Г Па> (Ш-47)
I f \2
?с—1,5 1——- 1 —коэффициент потерь, связанных с сужением и расширением
потока при прохождении одного ряда труб;
? — коэффициент потерь на трение, определяемый по табл. 18;
/—глубина радиатора (в направлении движения воздуха);
ёэ—эквивалентный диаметр канала для прохода воздуха,
образованного двумя соседними трубками и пластинами;
/ — живое сечение между трубками (в самом узком месте);
/'—живое сечение в пространстве между пластинами (в самом
широком месте);
Яе= ¦=*?-;
остальные величины те же, что и в формуле (III—46).
Таблица 18
Радиаторы
Трубчато-пластинчатые
Трубчато-ребристые
Пределы
Re-Ю-3
4—10
10—25
2,5-25
Коэффициент ? в
формуле (III—47)
0,98.Re~1/3
0,21-Re'6
0,77.Re~1/3
Формула (III—47) выведена на основании результатов
исследований радиаторов двух типов: трубчато-пластинчатых и трубча-
то-ребристых. У трубчато-пластинчатых радиаторбв трубки
овальные с длиной сечения 25 мм и шириной 9 мм. У трубчато-ребри-
стых радиаторов трубки эллиптического сечения с осями 20 и
6,7 мм, имеющие прямоугольные ребра, близко соприкасающиеся
друг с другом.
КОНДЕНСАТОРЫ
Конденсаторы низкотемпературных холодильных машин
изготовляют кожухотрубного типа с водяным охлаждением, при этом
фреоновые конденсаторы выполняют горизонтальными, а
аммиачные— как горизонтальными, так и вертикальными
(вертикальные— только для крупных низкотемпературных установок в
пищевой и химической промышленности).
При охлаждении водой можно получить более низкие
температуры конденсации по сравнению с охлаждением воздухом. Однако
следует учитывать, что фактические температуры конденсации
у конденсаторов с водяным охлаждением часто значительно выше
расчетных вследствие загрязнения теплопередающей поверхности
134

конденсатора со стороны воды. К тому же в некоторых районах
ощущается недостаток воды для использования в промышленных
целях. Поэтому в последние годы начали применять конденсаторы
с воздушным охлаждением [84]. Эксплуатация воздушных
конденсаторов обходится дешевле в связи с отсутствием затрат на воду
и на чистку трубок.
Зимой при охлаждении конденсаторов холодным воздухом
эксплуатационные расходы могут быть еще более снижены за счет
экономии электроэнергии, затрачиваемой на привод компрессоров
(в связи с понижением температуры конденсации tK).
У конденсаторов с водяным охлаждением холодильный агент
конденсируется на наружной поверхности труб, а у конденсаторов
с воздушным охлаждением — внутри горизонтальных труб
(снаружи эти трубы снабжены высокими ребрами, так же как у
воздухоохладителей).
Коэффициент теплоотдачи при конденсации холодильного
агента как нз наружной, так и на внутренней поверхности труб в
конденсаторах низкотемпературных холодильных машин можно
определять по формуле Нуссельта [10, 85—87]:
« = Св„Л' (АУ^)~ * Вт/(м*.° С), (III—48)
где А/к— разность энтальпий пара на входе в конденсатор и насыщенной
жидкости, Дж/кг [10].
Коэффициенты С и еп, а также линейный размер ./, который сле-/
дует подставлять в формулу (III—48), приведены в табл. 19.
Таблица 19
Конденсация
На наружной поверхности труб
вертикальных
горизонтальных
Внутри горизонтальных труб,
расположенных с небольшим уклоном в
направлении движения конденсата
/
Высота трубы
Наружный
диаметр*
Внутренний диа-.
метр
С
1,18
0,65
0,6
8п
1
д-1/З**
1
* Для труб с накатанными ребрами — средний диаметр по высоте ребер [55].
** п—среднее число труб по вертикали.
При конденсации внутри горизонтальных труб, расположенных
с небольшим уклоном в направлении движения конденсата, а не
.зависит от длины трубы L в пределах L/d от 50 до 200 [86].
* Формулу Нуссельта обычно представляют [10] в.виде зависимости а от
разности температур конденсации и стенки трубы (?к—-/Ст). Для удобства
расчетов и унификации методики расчетов испарителей и конденсаторов нами
формула видоизменена: вместо указанной разности в нее введена удельная тепловая
нагрузка qF. Соответственно изменились значения коэффициентов С и еп.
135

Неизвестную в начале проектного расчета удельную тепловую
нагрузку qF Вт/м2 можно найти методом последовательных
приближений, т. е. так же, как и при расчете испарителей.
Формула (III—48) справедлива при конденсации снаружи труб
для любых холодильных агентов, а при конденсации внутри труб—
только для фреонов-12, 22 и 142, а также для фреонов,
находящихся с ними в одних гомологических рядах (т. е. номер которых
отличается от номера указанных фреонов только последней
цифрой) [86]. Для определения коэффициентов теплоотдачи при
конденсации в горизонтальных трубах фреонов, не все физические
свойства которых известны, можно воспользоваться формулой Чоп-
ко [86]
3
^УЛкЫ^г-*
,82
V Р J
Вт/(м2.°С), (III—49)
где Ркр — критическое давление, Па;
\х — относительная молекулярная масса.
Коэффициент теплоотдачи при конденсации аммиака в
горизонтальных трубах можно определить по формуле Городинской
[10]
а = Л41°*35<Г0'25$5 Вт/(м2.° С), (III—50)
где коэффициент М имеет следующие значения в зависимости от температуры
конденсации /к:
tK° С 10 20 30 40
М 8,80 8,13 7,45 5,40
Формулы (III—48-ИП—50) справедливы только для случаев
конденсации достаточно чистых холодильных агентов, т. е. не
содержащих воздуха или других неконденсирующихся газов.
При конденсации на горизонтальных трубах аммиака и
фреона-13, содержащих неконденсирующиеся примеси в количестве
2—2,5%, коэффициенты теплоотдачи меньше расчетных в
несколько раз [10, 87]. При конденсации фреона-13 влияние
неконденсирующихся газов не сказывается при концентрации их не
более 0,1%.
При конденсации в трубах фреонов-12 и 22 с содержанием
неконденсирующихся примесей в количествах, допускаемых
действующими стандартами (для фреона-12 0,3%, для фреона-22 0,08%)
в области малых тепловых нагрузок (^^1000-^-2000 Вт/м2),
коэффициент теплоотдачи почти не меняется с изменением qF\ при
бЪльших нагрузках влияние неконденсирующихся примесей на
коэффициент теплоотдачи не сказывается [86]. Следовательно, при
определении коэффициентов теплоотдачи при конденсации
холодильных агентов в трубах в области малых нагрузок (д><
<1500 Вт/м2) в формулу (III—48) целесообразно подставлять
постоянное значение ^f= 1500 Вт/м2.
При выборе конденсаторов низкотемпературных холодильных
машин необходимо учитывать, что в пусковой период тепловые на-
136

грузки этих аппаратов могут быть значительно выше, чем при
рабочих режимах. Однако нецелесообразно принимать поверхность
конденсатора по наивысшей производительности, которая бывает
в начальный период пуска, так как в рабочих
(низкотемпературных) режимах запас поверхности конденсатора окажется
чрезмерно велик, а установка — слишком громоздкой.
Обычно для низкотемпературных установок поверхность
конденсатора, а также мощность электродвигателя компрессора
выбирают в соответствии с нагрузкой при температурах кипения
-—10—=—20° С. При более высоких температурах кипения в
пусковой период производительность машины искусственно снижают.
КОНДЕНСАТОРЫ-ИСПАРИТЕЛИ
Конденсаторы-испарители применяют в каскадных
холодильных машинах.
В конденсаторе-испарителе холодильный агент нижнего
каскада конденсируется в результате охлаждения его кипящим агентом
верхнего каскада.
Иногда тепло конденсации холодильного агента нижнего
каскада передают кипящему холодильному агенту верхнего каскада
через промежуточный теплоноситель, что значительно менее
выгодно по сравнению с непосредственной передачей тепла от одного
агента к другому (через теплопередающую поверхность), так как
при использовании промежуточного теплоносителя значительно
выше разность между температурами конденсации в нижнем
каскаде и кипения в верхнем, и необходима дополнительная мощность
на работу насоса или мешалки для теплоносителя.
При проектировании конденсаторов-испарителей кожухотруб-
ного типа целесообразно использовать межтрубное пространство
для кипения холодильного агента верхнего каскада, а внутренние
полости труб — для конденсации холодильного агента нижнего
каскада. Если, наоборот, холодильный агент кипит в трубах, то,
вследствие малой емкости их, регулировать подачу жидкого
холодильного агента в такой аппарат затруднительно, что отрицательно
сказывается на работе каскадной машины в целом. При
недостаточной подаче жидкости степень заполнения трубок жидкостью
быстро уменьшается, теплопередача в аппарате становится
неэффективной, и холодильный агент нижнего каскада не успевает
сконденсироваться на поверхности трубок, в результате чего
давление нагнетания компрессора нижнего каскада резко возрастает.
При небольшом же избытке жидкости сразу начинается ^лажный
ход компрессора верхнего каскада.
Конденсатор-испаритель, в котором холодильный агент
верхнего каскада кипит в межтрубном пространстве, а холодильный
агент нижнего каскада конденсируется в трубах (рис. 63) для
облегчения слива конденсата установлен с небольшим наклоном. Для
сбора и последующего удаления неконденсирующихся газов
трубки верхнего ряда C шт.) отделены от остальных перегородкой.
137

При расчетах теплопередачи в конденсаторах-испарителях
коэффициенты теплоотдачи при конденсации и кипении определяют
по общим формулам, применяемым для расчетов конденсаторов
и испарителей.
Неконденсирующиеся
(газы
Парообразный atpeo&SA
Лароодраз
Рис. 63. Схематический разрез конденсатора-испарителя КДИ-105 завода
«Компрессор» (конструкции Лившица Л. М.). /7Н = 105 м2, трубы — медные
оребренные.
РАСШИРИТЕЛЬНЫЕ ЕМКОСТИ КАСКАДНЫХ МАШИН
Минимально необходимую величину расширительной емкости
для агента высокого давления каскадной машины определяют иэ
условия, чтобы при работе машины расширительная емкость
находилась под давлением всасывания, а после остановки и отепления
всех частей машины — под наивысшим допустимым давлением для
холодильных аппаратов [12]:
/min
'РЕ
Vac
*Ч—м^
1 Vn — Уст
или приближенно ( с некоторым запасом)
^РЕП~*1а,сТМЗ.
(III—51)
(III—52)
В этих формулах
Мя
-количество агента, находящегося в системе нижнего каскада (без
расширительной ёмкости) при наинизшей рабочей температуре кипения, кг;*
Усист ~~ емкость системы нижнего каскада без расширительной емкости, м3;
vp — удельный объем пара в расширительной емкости (при температуре
окружающей среды и давлении всасывания, соответствующем наинизшей
температуре кипения), м3/кг;
уст — удельный объем пара при стоянке машины (при наивысшей
температуре окружающей среды и наивысшем допустимом давлении), м3/кг.
* Общее количество агента, заряжаемого в систему (включая расширитель-
РЕ
ную емкость) Л10бщ=Ма+ кг.
138

Часто величину расширительных емкостей для крупных
установок принимают несколько больше расчетной и используют
расширительную емкость для хранения запаса холодильного агента
нижнего каскада.
1ГЛ
Рис. 64. Подключение расширительной емкости РЕ к
нижнему каскаду через постоянно открытый вентиль 7.
&j
9-30
fiM
fc
СВ ЛРй\
3
Кди
?-/3
9-22
РЕ
ггА.
о
—р-Л
гп
О/ О/ О
МП bz Ь 7=-
STL"'-*
Рис. 65. Подключение РЕ через нормально открытый соленоидный
вентиль:
а — принципиальная схема; б — электрическая.
Расширительную емкость необходимо так присоединить к
системе нижнего каскада, чтобы обеспечить достаточно надежную
защиту от чрезмерного повышения холодильного агента во всех
частях этой системы.
I39

В простейшей схеме (рис. 64) расширительная емкость
присоединена только к стороне низкого давления через постоянно
открытый вентиль 1. Такие схемы можно применять только для
холодильных машин, у которых после остановки компрессора
жидкостная линия не перекрывается (например, при регулировании подачи
жидкости в испаритель с помощью устройства постоянного
сечения Др).
Если расширительную емкость используют для хранения
запаса холодильного агента, то вентиль 1 при работе должен быть
закрыт. Его открывают только при остановке машины на
длительный период (когда установка полностью отепляется), а также при
запуске машины до момента заполнения системы нижнего каскада
необходимым количеством холодильного агента.
В машинах, у которых жидкостная линия при остановке
компрессора перекрывается (например, соленоидным или терморегу-
лирующим вентилем), расширительную емкость необходимо
подключать как к всасывающей, так и к нагнетательной стороне
(рис. 65,а). При этом вентиль 2 на нагнетательной стороне
следует открывать только после остановки компрессора. Для
безопасности нагнетательную сторону целесообразно соединить с
расширительной емкостью соленоидным вентилем С5, открывающимся при
прекращении подачи электроэнергии, т. е. нормально
открытым [89]. •
Соленоидный вентиль должен отключаться (рис. 65, б) при
снятии напряжения, подаваемого на установку (рубильником Р)у или
при повышении давления в конденсаторе-испарителе КдИ (от реле
давления РД). При кратковременных остановках компрессора
пускателем МП (например, при цикличной работе от реле
температуры РТ либо кнопкой «стоп») соленоидный вентиль должен
оставаться закрытым (включенным).
При наличии в расширительной емкости запаса холодильного
агента вентиль 1 при работе закрыт. В этом случае параллельно
вентилю 1 необходимо дополнительно устанавливать нормально
открытый соленоидный вентиль, катушка которого подключается
параллельно катушке соленоидного вентиля'на стороне высокого
давления.
При наличии вентилей 1, 2 и 3 (см. рис. 65, а) можно весь агент
из системы нижнего каскада эвакуировать в расширительную
емкость (при ремонте машины), для чего следует закрыть вентили
1 и 3 и открыть вентиль 2.
На случай несрабатывания устройств, сообщающих систему
нижнего каскада с расширительной емкостью, аппараты этой
системы снабжают предохранительными клапанами, выпускающими
холодильный агент в атмосферу при чрезмерном повышении
давления в аппаратах.
Соединять выходные штуцеры предохранительных клапанов
с расширительной емкостью не следует, так как при повышенном
давлении в расширительной емкости предохранительные клапаны
не сработают [88].
140

МАСЛООТДЕЛИТЕЛИ
При выборе маслоотделителей низкотемпературных
холодильных машин необходимо учитывать влияние масла на работу
аппаратов и особенности циркуляции масла в системе.
Влияние масла на работу аппаратов
При уносе масла из компрессора необходима частая
дозаправка масла в картер либо следует предусматривать специальные
устройства для возврата масла в компрессор. Попадание масла
в систему ухудшает работу теплопередающих аппаратов.
Влияние масла на работу машины зависит от холодильного
агента.
В жидком аммиаке минеральные масла растворимы в очень
небольшом количестве, однако вследствие того, что доля масла,
поступающего в конденсатор с нагнетаемым паром, еще меньше,
это масло растворяется в жидком аммиаке и удаляется из
конденсатора вместе с жидким холодильным агентом. На трубках
конденсатора масло не оседает [90].
В испарителе масло скапливается и, оседая на трубках,
ухудшает теплопередачу.
В системах с фреоном-12 применяют минеральное масло
ХФ 12-18, полностью растворимое в жидком фреоне-12. Поэтому
масло не оседает на теплопередающей поверхности и не забивает
трубки даже при температуре более низкой, чем температура
застывания чистого масла. Однако содержание масла в растворе
заметно ухудшает теплоотдачу [67]. Кроме того, с увеличением
концентрации масла повышается температура кипения.
Концентрация масла в растворе сильно возрастает в конечных участках
труб, в которых кипит холодильный агент, поэтому часть
теплопередающей поверхности не используется. Для увеличения
эффективности использования поверхности испарителя можно
уменьшить поступление масла в испаритель, применяя маслоотделители,
либо применить испарители с рециркуляцией холодильного агента.
Выбор метода должен быть экономически обоснован.
При работе на фреоне-22 применяют как минеральные масла
ХФ 12-18, ХФ22-24, ограниченно растворимые во фреоне-22, так
и синтетическое ХФ22с-16, полностью растворимое во фреоне-22.
При положительных температурах и небольших концентрациях
все минеральные масла растворяются во фреоне-22. Поэтому
отделить масло в конденсаторе или ресивере невозможно, и все масло,
угоняемое компрессором, попадает в испаритель. При низких
температурах раствор фреона с минеральным маслом разделяется на
две фазы, и фаза с высокой концентрацией масла всплывает на
поверхность. При —30ч—50° С эта фаза застывает.
В испарителях с кипением внутри труб масло, застывая,
забивает проходные сечения. Поэтому для низкотемпературных
испарителей такого типа минеральные масла неприменимы.
141

В кожухотрубных испарителях масло ухудшает теплопередачу.
но работоспособность испарителя не нарушается.
Синтетическое масло ХФ22с-16 ведет себя с фреоном-22 так
же, как и минеральные масла с фреоном-12. Поэтому при
температурах кипения ниже —40° С это масло предпочтительнее.
Для работы на фреоне-13 применяют масло ФМ5,6-АП,
которое при концентрации 9% и ниже полностью растворимо во
фреоне. В кожухотрубных испарителях оно находится в растворе и
ведет себя так же, как масла с фреоном-12. В испарителях с
кипением внутри труб, которые чаще применяют на фреоне-13,
концентрация масла в конце испарителя возрастает, и оно
выделяется из раствора. Благодаря низкой температуре застывания
(—110° С) масло не забивает трубки, а только ухудшает
теплопередачу.
Способы возврата масла в компрессор
Масло, попавшее в аммиачный испаритель, при низких
температурах застывает в нем, оседая на теплопередающей поверхности
и в нижней части аппарата (так как масло тяжелее аммиака). По*
этому для удаления масла из аммиачного испарителя необходимо
испаритель выключить из работы и отогреть.
Во фреоновых испарителях масло растворено в жидком
холодильном агенте либо плавает на его поверхности. Обычно масло
из фреонового испарителя можно удалить и возвратить в
компрессор вместе с фреоном, не выключая испаритель из работы.
Проще всего возвратить масло из прямоточных испарителей,
расположенных выше компрессора. Для этого горизонтальные
участки трубопроводов делают с уклоном по ходу пара, и масло
стекает в компрессор самотеком. При необходимости в подъеме
всасываемого пара делают петлю в начале вертикального участка
трубопровода для создания гидравлического затвора (рис,-66,а).
Скапливающееся в петле масло периодически перекрывает проход
пару, а затем давлением пара выбрасывается вверх. В
трубопроводах большого диаметра такие петли неэффективны и создают
опасность гидравлического удара. Чтобы обеспечить подъем
масла вместе с паром, выбирают повышенные скорости движения
пара. Рекомендуемые значения скоростей движения пара,
обеспечивающие подъем масла, весьма противоречивы [10, 91, 92] и не
могут быть использованы для низких температур в связи с тем, что
плотность пара в низкотемпературных машинах иная. Кроме того,
для подъема капель масла разной величины требуется различная
скорость движения пара. Возможность возврата масла пока
приходится определять экспериментально.
При кипении жидкости в большом объеме и свободном
удалении пара (что имеет место в кожухотрубном испарителе) масло
не может вместе с паром подняться из раствора и накапливается
в нем. Поэтому для возврата масла из кожухотрубного
испарителя необходимо отбирать из него часть жидкого холодильного
агента. Проще всего забирать жидкость (в виде пены или брызг)
142

вместе с паром, поддерживая в испарителе соответственно
высокий уровень жидкости. В теплообменнике, через который проходит
пар (рис. 66,6), жидкость доиспаряется, и масло выделяется
почти в чистом виде. При прохождении через вертикальный теплооб-
t
В Км ИЗ KB,
^
<йш?-
^???Е
из кд
W^w
8 Км
Рис. 66. Схемы возврата масла:
а —с прямоточным испарителем; б —с кожухотрубным испарителем
и вертикальным теплообменником; в — то же, с горизонтальным
теплообменником; г —с отводом части жидкости в петлю; д — то же,
с эжектором; е. — то же, с насосом.
менник масло не может вернуться обратно в испаритель из-за
высокой скорости пара. По такой схеме из испарителя может
возвращаться и нерастворимое масло. Так, при испытании на заводе
«Компрессор» двухступенчатой машины, работающей на фреоне-22
при U= —60° С, наблюдался устойчивый возврат масла ХФ22-24
из испарителя. При этом скорость движения пара в трубопроводе
(?)у125) составляла 4 м/с при плотности пара 1,2 кг/м3. Этот воз-
143

врат МОЖНО объяснить тем, что застывшее масло плавало на
поверхности фреона в виде мелких частиц,. которые захватывались
пеной фреона.
Возможность возврата всего масла, поступающего в
испаритель с небольшой частью жидкости связана с высокой
концентрацией масла в испарителе и малым количеством масла,
циркулирующего в системе, по сравнению с количеством циркулирующего
фреона. Например, если компрессор за 1 ч перекачивает 1000 кг
фреона и выбрасывает 1 кг масла, то при концентрации масла
в испарителе 10% необходимо, чтобы из него захватывалось 10 кг
жидкого фреона в 1 ч, что составляет всего 1 % от количества
циркулирующего холодильного агента. С уменьшением количества
масла, циркулирующего в системе, например при установке после
компрессора маслоотделителя, требуемая концентрация масла
в испарителе уменьшается.
Схема возврата масла с паром (рис. 66, б) имеет следующие
недостатки:
требуется точное регулирование степени заполнения
испарителя, так как при перегреве пара на выходе из испарителя более
2°С возврат масла нарушается, а при перегреве менее ГС
возможен влажный ход;
система работоспособна только при достаточно высоких
скоростях движения пара в трубопроводе. При уменьшении холодо-
производительности компрессора (связанном с регулированием
температуры объекта или переходом на режим с более низкими
температурами) скорость пара может оказаться недостаточной
для возврата масла.
Значительно более надежна схема возврата масла с
горизонтальным теплообменником конструкции Шапошникова и Галежи
(рис. 66,б). После перегрева пара в теплообменнике
отделившееся в нем масло направляют по отдельной трубке (показана штрих-
пунктиром) в картер компрессора, расположенного ниже
теплообменника. При такой схеме устойчивость возврата масла не зависит
от скорости пара во всасывающем трубопроводе, однако для
подъема масла с паром из испарителя в теплообменник
необходимо точно регулировать подачу жидкого холодильного агента
в испаритель.
Чтобы надежность возврата масла не зависела от уровня
жидкости в испарителе можно часть жидкости непосредственно
перепускать из испарителя во всасывающий трубопровод перед
теплообменником (рис. 66, г, д, е). Преодолеть разность давлений для
транспортирования жидкости можно при помощи петли
(рис. 66,г), эжектора (рис. 66,д) или насоса, применяемого в
установках с рециркуляцией жидкости в испарителе (рис. 66, е).
В любой из этих схем масло после теплообменника можно
направлять к компрессору вместе с паром, как показано на рис. 66, г и д
(при подъеме пара его скорость должна быть не ниже
определенной величины), либо по отдельной трубке (рис. 66,е).
Дополнительные трудности с возвратом масла возникают в том
144

случае, если несколько компрессоров работают на одну
испарительную систему. Для равномерного распределения
возвращаемого масла картеры компрессоров необходимо при этом объединять
как сообщающиеся сосуды, т. е. и в нижних и в верхних частях.
Верхняя трубка должна обеспечить достаточно быстрое
выравнивание давлений в картерах в случае попадания в один из
компрессоров жидкого фреона.
В многоступенчатых установках масло поступает в систему из
компрессора верхней ступени, а возвращается в компрессор
нижней ступени, но масло,, угоняемое нижней ступенью,
снова попадает в верхнюю ступень. Если угон
масла компрессорами различен (имеется *в виду та часть масла,
которая не удерживается маслоотделителем), то с течением времени
в одном компрессоре уровень масла может сильно понизиться, а в
другом повыситься. Поскольку этот процесс сравнительно
медленный, то можно периодически выравнивать уровень масла
в компрессорах вручную через перепускную линию *. При
необходимости автоматизировать этот процесс можно на каждом
компрессоре установить датчик уровня, который при понижении
уровня масла дает импульс на возврат масла из общего сборника
(с обоих маслоотделителей) в соответствующий картер. В общем
сборнике поддерживается промежуточное давление, а перепуск
масла из маслоотделителя нижней ступени в сборник и из
сборника в компрессор верхней ступени осуществляется за счет разности
уровней. Из маслоотделителей в сборник масло перепускается
через поплавковые клапаны.
Таким образом, для более эффективного использования
аппаратов и упрощения схем возврата масла в крупных
низкотемпературных установках целесообразно уменьшать количество масла,
попадающего в испаритель. Для этого следует после каждого
компрессора устанавливать эффективные маслоотделители с
автоматическим возвратом масла в картер. При этом в случае
нарушения возврата масла по большому кольцу (из испарителя) уровень
масла в картере компрессора будет понижаться очень медленно,
и установка будет работать более надежно.
Устройство маслоотделителей
Масло из компрессора поступает в систему в виде мелких
брызг (капель) и частично в парообразном состоянии.
Длительное время для отделения масла в основном изменяли
направление и уменьшали скорость движения парообразного
агента. Это обеспечивало только отделение большей части капельного
масла. Чтобы капли масла данного диаметра не уносились пото-
* Перепускать масло из нижней ступени в верхнюю можно только во время
остановки машины. ' '
Ю В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
145

ком пара, скорость движения должна быть меньше определенной
величины, называемой «скоростью витания»:
Диаметр капель,
мм 0,05 0,1 0,2 0,4 1
Скорость витания,
м/с 0,09 0,2 0,46 0,92 2,1
Методика расчета скоростей витания приводится в специальной
литературе [93].
Рис. 67. Маслоотделители:
о — типа «Циклон» производительностью 63—135 кг/ч на Ф-11; б —с двойной
промывкой (для аммиака); в —с ректификатором.
По данцым Горбунова [94], размер частиц масла, уносимых из
компрессора, лежит в пределах 0,005—0,05 мм, т. е. для отделения
их скорость движения пара должна буть меньше 0,09 м/с.
Конструктивно в маслоотделителе обеспечить скорость движения пара
менее 0,2 м/с трудно, так как эти аппараты получаются слишком
громоздкими. Поэтому достаточно полно отделить частицы масла
только путем изменения скорости движения пара невозможно.
Для лучшего отделения капель масла их заставляют
соприкасаться с твердой поверхностью, от которой масло уже не может
оторваться и стекает на дно аппарата. С целью увеличения
поверхности холодильный агент можно пропускать через слой колец
Рашига или другую насадку. Хорошие результаты достигаются
также в маслоотделителях типа «Циклон» (рис. 67,а), в которых
пару сообщается интенсивное вращательное движение и масло
отбрасывается к стенкам аппарата [95]. Конструкция и расчет
аппаратов типа «Циклон» имеется в специальной литературе [93].
Однако рассмотренные методы не могут обеспечить отделение
той части масла, которая находится в виде пара.
Данные об уносе из компрессора масла в парообразном виде
противоречивы. Так, Мельцер [91] указывает, что перенос масла
в виде пара для фреоновых машин ничтожен и им можно прене-
146

бречь. С другой стороны, по данным Горбунова [94], доля пара
в масле ХА, уносимом из компрессора, сравнительно велика
и сильно растет с повышением температуры (при 100°С — 8%
пара, при 120°—16%, при 140°—г 35%). Последние данные,
по-видимому, более соответствуют действительности, так как пересчет
процентного содержания пара на его парциальное давление
приводит к величинам, близким к значениям упругости пара,
гарантируемым для вакуумных масел (для других масел данные об
упругости пара в ГОСТах не приводятся). Например, для масел
ВМ-1 и ВМ-2 упругость паров при 140-М 50° С составляет 0,01 мм
рт.ст. (ГОСТ 7904—56).
Отделение парообразного масла можно осуществить только
после его конденсации (охлаждением водой или пропуском его через
слой жидкого агента). Для аммиачных установок весьма
эффективным оказался аммиачный маслоотделитель с двойной
промывкой жидким аммиаком типа ОМД конструкции Яковлева
(рис. 67,6). Исследования Яковлева, продолженные Э. Бордо
(ВНИХИ) показали, что этот маслоотделитель отделяет 98—99%
масла. При этом наивысшие скорости движения пара в кольцевых
сечениях 1, 2 и 3 составляли соответственно 1,23; 3,85 и 0,68 м/с.
Уровень жидкого аммиака в маслоотделителе поддерживается
поплавковым клапаном. Наличие жидкого аммиака над маслом
затрудняет автоматизацию выпуска масла из маслоотделителя.
Масло из маслоотделителя выпускают вручную. Периодичность
выпуска устанавливают из опыта эксплуатации.
Для фреоновых машин маслоотделители с промывкой пара
жидким холодильным агентом неприменимы, так как масло либо
растворяется во фреоне, либо всплывает наверх. Чтобы отделить
пары масла, их предварительно конденсируют, охлаждая водой.
Однако в маслоотделителях верхней ступени охлаждение пара
водой может вызвать конденсацию парообразного агента.
Фреоновые маслоотделители обычно снабжены поплавковыми клапанами
для автоматического возврата масла в компрессор. Поэтому в
случае конденсации фреона в маслоотделителе он вместе с маслом
попадает в картер, нарушая смазку.
Возможность конденсации фреона в маслоотделителе
повышается при наличии в конденсаторе воздуха, что часто бывает при
работе низкотемпературных машин,с вакуумом на стороне
всасывания. При наличии воздуха в конденсаторе, парциальное давление
фреона в маслоотделителе выше, чем в конденсаторе, поэтому
конденсация фреона в маслоотделителе происходит при более
высокой температуре и возможна при сравнительно теплой воде.
Чтобы избежать прпадания жидкого фреона в картер
компрессора, масло с фреоном предварительно подогревают (при низком
давлении). Подогрев можно осуществить в специальном
ректификаторе [96, 97], который обычно располагают в верхней части
маслоотделителя (рис. 67,в). Масло, осевшее на кольцах Рашига 2,
стекает по конической сетке и стенкам маслоотделителя вниз и,
пройдя поплавковый клапан У, подается в ректификатор 3. Про-
10*
147

двигаясь по спиральному каналу, масло соприкасается с дном
ректификатора, которое снизу подогревается горячими парами
холодильного агента. За счет отвода пара во всасывающую линию
этого же компрессора в ректификаторе поддерживается низкое
давление, и фреон выкипает. Оставшееся масло стекает в картер
вследствие разности уровней.
При интенсивной конденсации ректификатор может не
обеспечить испарение всего жидкого фреона. Поэтому в маслоотделители
следует подавать охлаждающую воду, предварительно
подогретую в конденсаторе, а затем в рубашке компрессора. В
маслоотделителе верхней ступени без ректификаторов охлаждение водой
недопустимо. Охлаждение пара в маслоотделителе нижней ступени
не вызывает конденсации паров фреона, поэтому ректификатор в
таких маслоотделителях не требуется.
Насыщение масла фреоном в маслоотделителе может быть
вызвано также абсорбцией паров фреона маслом, так как давление
в маслоотделителе всегда выше, чем в картере. Однако
количество абсорбированного в масле фреона невелико, и для неохлаждае-
мых водой маслоотделителей ректификатор не требуется. Это
подтверждено испытаниями машин ФКМ15 и ФДС20 на заводе
«Компрессор». При испытаниях маслоотделителя верхней, ступени без
охлаждения водой и маслоотделителя нижней ступени с
охлаждением выделение в картер фреона, абсорбированного маслом, ни к
каким нарушениям смазки не приводило.
Конденсация фреона в маслоотделителе возможна не только
при работе, но и во время остановки машины, когда температура
окружающей среды ниже, чем температура конденсации перед
остановкой машины. Чтобы жидкий фреон не попал в картер при
остановке компрессора, необходимо закрывать вентиль на линии
перепуска масла из маслоотделителя в картер. При пуске
компрессора этот вентиль следует открывать после того, как
маслоотделитель прогреется и жидкий фреон из него испарится. Для
уменьшения конденсации фреона в маслоотделителе после остановки
компрессора следует еще некоторое время пропускать воду через
конденсатор. Необходимость закрытия вентилей усложняет
автоматизацию машины. При наличии подогрева масла в картере
компрессора попадание небольшого количества жидкого фреона в
картер не опасно, поэтому перепускная линия из маслоотделителя в
картер может оставаться открытой.
ГЛАВА IV
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ,
ХЛАДОНОСИТЕЛИ И СМАЗОЧНЫЕ МАСЛА
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ
Для низкотемпературных машин применяют холодильные
агенты с нормальной температурой кипения минус 30° С и ниже.
Перечень и основные свойства таких агентов даны в приложении 2.
Зависимость давления насыщенных паров от температуры приве-
148

дена в приложении 3. Физические свойства холодильных агентов,,
необходимые для расчетов теплопередачи (плотность, вязкость,,
теплопроводность, теплоемкость и поверхностное натяжение)
даны на рис. 136—142 (в приложении). Для фреонов-22, 13 и 14
даны диаграммы i—\gp (см. рис. 148—150 в приложении),
необходимые для расчетов циклов.
Рассмотрим некоторые особенности холодильных агентов,
определяющие область их применения.
Фреон-12. Применяется в основном для одноступенчатых
низкотемпературных машин. Из-за низкой объемной холодопроизво-
дительности вытесняется фреоном-22. Из-за низких давлений
конденсации применяется для машин, предназначенных для районов
с тропическим климатом.
Фреон-13. Наиболее широко применяемый агент для нижних
ветвей каскадных машин (при t0 минус 60ч-минус 100° С давление
(абс.) ро = 0,282-0,033 МПа).
Фреон-14. Целесообразен для температур кипения от —100
до —140° С. Каскадные машины для работы при этих
температурах могут иметь 3—4 ветви. При проектировании таких машин
необходимо учитывать, что в данном диапазоне могут оказаться
более выгодными воздушные или газовые машины.
Фреон-22. Широко применяемый холодильный агент для
верхних ветвей каскадных машин, а также для низкотемпературных
одноступенчатых (до —50°С) и двухступенчатых (до —80°С).
Включение эжектора в схему двухступенчатой машины позволяет
довести температуру кипения до —100° С.
Аммиак NH3. Наиболее распространенный агент на крупных
одноступенчатых и двухступенчатых холодильных установках.
Может применяться до температур кипения —70° С (без
поджимающего эжектора). Агрессивен к цветным металлам. Из-за
токсичности и частичной взрывоопасное™ постепенно заменяется
фреоном-22. По сравнению с фреоном-22 при низких температурах
кипения обладает несколько меньшей объемной холодопроизводи-
тельностью и большими отношениями давлений pjpo-
Углеводороды: этан С2Н6, этилен С2Н4, пропан С3Н8, пропилен
С3Н6. Эти агенты горючи и обладают большой взрывоопасностью.
Однако вследствие дешевизны они могут применяться для
крупных холодильных установок химической промышленности, где
производятся (или участвуют в технологическом процессе) те же
вещества, либо другие вещества, из-за которых данное
предприятие относят к классу взрывоопасных. Этан и этилен можно
использовать в нижних ветвях каскадных машин, а пропан и пропилен
в верхних ветвях и в машинах с одним агентом. В подобных
установках в верхней ветви может использоваться также
аммиак.
Новые агенты, азеотропные смеси. В последнее время
разработан и начинает получать распространение ряд новых агентов, из
которых для низкотемпературных машин могут найти применение
агенты 13В1, 23, 143, 500, 502, 503, 504, 846 и 115/290 (см. прило-
149

жекие 2), Многие из них являются азеотропными смесями, т. е.
такими смесями, кипение которых при любом (постоянном) давлении
(и соответственно конденсация) происходит при постоянной
температуре. Следовательно, азеотропная смесь ведет себя в
холодильной машине так же, как обычный холодильный агент.
Указанным свойством может обладать смесь двух данных агентов только
определенного состава.
Всякая азеотропная смесь является агентом более высокого
давления, чем каждый из агентов, входящий в ее состав. Поэтому
для данного режима (/о, 4) У смесей отношение давлений рк/Ро
меньше, а объемная холодопроизводительность qv выше;
ограничением же к их применению является наивысшее допустимое
давление конденсации (о преимуществах агентов высокого давления
указано также в разделе о циклах каскадных машин).
Фреон-500. Агент перспективен для замены фреона-12.
Давления у него лишь ненамного выше, чем у фреона-12. Объемная
холодопроизводительность qx выше, чем у фреона-12, примерно на
18% (в режимах t0= —15°-^- — 30°, (К=30°С). Вследствие
меньшей молекулярной массы \i дроссельные потери в трубопроводах
у фреона-500 меньше, чем у фреона-12. Термодинамические
свойства фреона-500 приведены в литературе [128].
Фреоны-143, 502, 115/290. Агенты несколько более высокого
давления по сравнению с фреоном-22. Нормальные температуры
кипения у них лежат в пределах от —45,6° (фреон-502) до —47,6
(фреон-143). У фреона-143 объемная холодопроизводительность qv
выше, чем у фреона-502, примерно на 10% и меньше молекулярная
масса. Однако у фреона-502 существенно ниже температуры
нагнетания (примерно на 15° по сравнению с фреоном-143 и на
20° — с фреоном-22). Поэтому у компрессора, работающего на
фреоне-502; меньше температурная напряженность и выше
надежность по сравнению с компрессором, работающим на фреоне-22.
Давления нагнетания у фреона-502 лишь ненамного выше, чем
у фреона-22, и существенно ниже, чем у фреона-143; отношения
давлений рк/ро У фреона-502 ниже, чем у фреона-143. Поэтому
применение фреона-502 более целесообразно, чем фреона-143
[112].
Для компрессоров нового ряда (Др=1,7 МПа) фреон-502
сможет успешно применяться при температурах конденсации до 40° С.
За рубежом фреон-502 уже находит широкое применение. В СССР
в ближайшие годы намечено применение фреона-502 для
низкотемпературных машин [136].
По взаимодействию с маслами фреон-502 напоминает фреон-22.
Циклы с фреоном-502 выгодно осуществлять с регенерацией, при
этом вследствие низких температур нагнетания ограничения
температуры подогрева пара на всасывании нет. Коэффициенты
теплоотдачи при конденсации и кипении у фреона-502 примерно
такие же, как у фреона-22 [112].
Азеотропная смесь Ф-115/290 [132], термодинамически еще
выгоднее, чем фреон-502, так как у нее еще ниже отношения
давлено

ний, температуры нагнетания и молекулярная масса; холодопро-
изводительность компрессора, испытанного на Ф-115/290, была
выше, чем на фреоне-502. Однако эта смесь частично взрывоопасна
(опасная концентрация —130 г смеси на 1 м3 воздуха), так как
в ее состав входит пропан. Поэтому данная смесь может быть
использована только в мелких герметичных установках.
Фреоны-13В1 и 504. Агенты с еще более высокими
давлениями по сравнению с предыдущей группой. Нормальные
температуры кипения соответственно —57,8 и —57,2° С. Фреон-504,
рекомендуемый в работе [133], по-видимому, найдет лишь ограниченное
применение, так как он по своим свойствам уступает фреону-13В1:
давления нагнетания, отношения давлений и температуры
нагнетания у фреона-504 выше. Фреон-13В1 можно использовать в
одноступенчатых низкотемпературных машинах при невысоких
температурах конденсации с компрессорами, рассчитанными на
повышенные давления (при +25° давление фреона-13В1 1,62 МПа).
При этом холодопроизводительность компрессоров будет
существенно выше, чем при работе на фреонах-22 или 502. Как
фреон-13В1, так и фреон-504 можно применить в нижних ветвях
каскадных машин, работающих при относительно высоких
температурах кипения (—60-г-—30°), т. е. там, где фреон-13 становится
неприменимым из-за высоких давлений. Требуемые суммарные
объемы компрессоров такой машины будут значительно меньше, чем
у двухступенчатой машины.
У фреона-13В1 большая молекулярная масса \х (больше, чем
у фреона-12), вследствие чего дроссельные потери в
трубопроводах и клапанах высоки. Однако из-за большой молекулярной
массы этот агент удобен для турбокомпрессоров, так как
уменьшается требуемое число ступеней.
Шестифтористая сера SF6 (Ф-846). Агент еще больших
давлений. Сможет применяться только в нижних ветвях каскадных
машин при температурах кипения —30-^-45° С, при этом объемы
компрессоров будут еще меньше, чем при использовании
фреона-13В1 или фреона-504. При более низких температурах
неприменим, так как замерзает при —50,8° С. Вследствие большой
молекулярной массы дроссельные потери, как и у фреона-13В1,
велики.
Фреон-23. По нормальной температуре кипения близок к фре-
ону-13 (/Норм=—82,1°С). Давления и температуры нагнетания,
а также отношения давлений у фреона-23 выше, чем у фреона-13.
Но коэффициенты теплоотдачи значительно выше, так как
теплопроводность жидкого фреона-23 выше, а вязкость ниже, чем у фре-
она-13. Поэтому аппараты будут более компактными, либо при тех
же размерах аппаратов температурные перепады в них будут
меньше. Перспективен также для использования в азеотропной
смеси с фреоном-13 (фреон-503).
Фреон-503. Агент более высокого давления по сравнению с фре-
оном-13 (*норм= — 87,8°С). При температурах кипения ниже —60*
выгоднее, чем фреон-13. При наличии фреона-503 уменьшается
151

разрыв до фреона-14. Таким образом, трехкаскадные машины
(*о =—110° С) наиболее целесообразны с фреонами-14, 503 и 502,
а двухкаскадные (*о = — 80° С)—с фреонами-503 и 502.
Таким образом, для создания высокоэффективных
низкотемпературных холодильных машин необходимо особенно тщательно
подходить к выбору холодильных агентов, учитывая большое
разнообразие последних и то, что каждый агент может оказаться
наиболее выгодным лишь в узком диапазоне температур.
ХЛАДОНОСИТЕЛИ
В качестве хладоносителей используют различные жидкости
с низкой температурой замерзания (табл. 20).
Водный раствор хлористого кальция применяется при
температурах кипения до —40° С. Свойства растворов СаСЬ приведены
на графиках в приложении (см. рис. 143—146), построенных по
данным [3] и [10].
Фреон-30 самый распространенный хладоноситель при
температурах кипения от — 40 н—90° С. Работа с фреоном-30 при
температурах, близких к точке замерзания, не столь опасна, как с
раствором СаС12, так как при затвердевании фреона-30 объем его
уменьшается и разрыва труб при этом («размораживания») не
происходит. Энергетически выгоднее применять фреон-30 и для тех
условий, когда обычно применяют хлористый кальций, однако
эксплуатация установок с фреоном-30 несколько сложнее.
Фреон-11 применяют для еще более низких температур (до
—105° С).
Зависимость давления насыщенных паров фреонов-11 и 30 от
температуры приведена в приложении 3, а физические свойства —
на графиках в приложении (см. рис. 136—139 и 141).
Для расчетов полезно иметь в виду, что произведение
плотности фреона-30 на его теплоемкость — величина постоянная и равна
1520 кДж/(м3-°С).
Системы с фреонами-11 и 30 следует выполнять герметичными,
так как если в период, когда машина не работает, температура
окружающего воздуха поднимется выше23',7°С (для фреона-11)
или 40°С (для фреона-30), давление в системах возрастет выше
атмосферного. До достижения указанных температур при
атмосферном давлении происходит интенсивное испарение фреона-30
или фреона-11. При заполнении системы фреонами-30 или 11 не
следует применять вакуумирование, так как, попадая в область
вакуума, эти фреоны интенсивно испаряются. Поэтому при
заполнении систем следует применять передавливание, т. е. сообщить
заполняемую емкость с атмосферой, а в емкости, из которой
забирается фреон, создать избыточное давление воздуха или азота.
Вследствие гигроскопичности фреона-30 в его системы следует
вводить осушитель. Из-за легкой вскипаемости и проникающей
способности через сальник для фреона-30 требуются специальные
насосы. В отличие от других фреонов фреон-30 обладает
специфическим запахом.
152

Таблица 20
Хладоноситель
Водный раствор СаСЬ
B9,9% по массе, эвтектика)
Водный раствор этиленгли-
коля (эвтектика) . . . .
Антифриз-40 ......
Антифриз-65 ' .
Фреон-30
Фреон-11
t . °с
зам'
—55
—17,5
—75
—40
—65
—96,7
—111
Хладоноситель
Глицерин 100%
То же, 70%
Этиловый спирт 100% . . .
| То же, 70%
Метиловый спирт 100% . .
То же, 50%
Пропиловый спирт 100% .
'зам* °е
—17,9
—40
—117
—52
—97,8
—43
—127
В качестве хладоносителей можно применять и антифризы —
жидкости с низкой температурой замерзания, используемые для
охлаждения двигателей внутреннего сгорания [ПО]. Наиболее
распространенные антифризы представляют собой водные
растворы этиленгликоля с антикоррозийными прибавками. Такие
антифризы выпускают двух марок: 40 и 65 (ГОСТ 159—52). Цифра
соответствует температуре замерзания. Преимущество
антифризов— низкая летучесть (во много раз меньше, чем у спиртов).
Для более низких температур применяют иногда этиловый или
пропиловый спирт. Свойства указанных хладоносителей приведены
в табл. 21.
Таблица 21
Жидкость
Антифриз-65
при —20° С
при 0° С
Этиловый спирт, 100%
Пропиловый спирт, 100%
р
кг
м3
1106
1095
0,79
0,604
Вт
м- °С
0,337
0,347
0,128*
0,128*
с
кДж
кг-°С
2,64
2,76
см, рис. 142
Я-10*
Пас
565
100
см. рис.137
* При +70° С.
СМАЗОЧНЫЕ МАСЛА
Свойства чистых масел. Выбор масла для низкотемператур-
ных машин обусловливается рядом специфических особенностей
его работы. Обеспечив смазку компрессора, масло попадает в
систему и циркулирует вместе с агентом. Следовательно, масло
должно быть стойким по отношению к агенту и не должно загустевать
и отлагаться в частях системы с низкой температурой. Основные
свойства масел для холодильных машин приведены в табл. 22.
Масло ХА применяется для смазки компрессоров аммиачных
мащин средней производительности. Для крупных быстроходных
153

Таблица 22
Основные показатели
Масла
минеральные (нефтяные)
XV
<
X
<
X
синтетически е
О
X
с
<
Вязкость
кинематическая, сСт при 50° С . .
Температура застывания,
°С, не выше . . . . .
Температура вспышки,
°С ........ .
Плотность, кг/м3 при
0°С ........
11,5—
14,5
—40
160
900
22—24
-38
175
900
28—32
—38
185
900
18
—40
160
890
24,5т-
28,4
—55
125
590
16
-58
'225
1000
12—15
—ПО
200
980
компрессоров применяют более вязкие масла ХА-23 и ХА-30.
Масло ХФ12-18 предназначено для машин, работающих на фреоне-12,
но может использоваться и на фреоне-22 до —40° С. Для работы
i>0icCm
w t,°c-
Рис. 68. Вязкость масел:
а — зависимость вязкости чистых масел v0 от температуры
(/ — ХА-30, 2-ХФ12-18, 3-Х4>22-24, 4 — ХФ22с-16, 5— ФМ5,6АП);
б — влияние концентрации растворенного в масле агента ?а на
изменение вязкости — усредненные значения для растворов Ф-22
в масле ХФ22-24 и Ф-12 в масле ХФ-12, по данным [Ш].
154

на фреоне-22 при более низких температурах кипения было
создано масло ХФ22-24 с более низкой температурой застывания.
Однако при низких температурах оно плохо растворимо во фреоне-22.
Более подходящим для этих условий оказалось синтетическое
масло ХФ22с-16, полностью растворимое в жидком Ф-22, хотя
вязкость его несколько ниже, чем у масла ХФ22-24. Минеральные
аммиачные масла ХА-23 и ХА-30 для фреоновых машин применять
не следует вследствие их низкой стабильности в присутствии фрео-
нов и металлов [120]. Масло ФМ5, 6-АП предназначено для
нижних ветвей каскада, работающих на фреоне-13.
Вязкость различных масел и зависимость ее от температуры
приведена на рис. 68, а. Кривые построены по экспериментальным
данным [111, 113]. Экстраполяция свыше 100° (пунктир),
выполнена по уравнению, рекомендуемому в работе [91]:
lg lg (v + 0,6) = А - В lg 7\ (IV—1)
где v—вязкость, сСт;
71 —температура, К;
А и В — константы для данного масла, которые можно определить по двум
известным точкам кривой v—t.
Значения вязкостей при температурах до 100° С [Ш]
удовлетворяют уравнению (IV—1) весьма приближенно.
Как видно из рис. 68, наиболее пологими характеристиками
обладают синтетические масла ХФ22с-16 и ФМ5,6-АП. При высоких
температурах, которые возникают в трущихся парах компрессора
(80—100°С), вязкость у них примерно такая же, как у
минеральных масел, но при низких температурах вязкость их значительно
меньше, что облегчает циркуляцию масла в системе.
Принято считать, что масло еще может циркулировать по
трубопроводам при температурах на 6—10° G выше температуры
застывания, при которой масло полностью теряет подвижность [111].
В циркулирующем масле обычно растворен холодильный агент.
Температура застывания такого раствора ниже, чем у чистого
масла, поэтому можно применять масло при температурах более
низких, чем температура застывания.
Температуру вспышки определяют в открытом тигле при
поднесении пламени. В компрессоре при этих температурах вспышка
не происходит (из-за отсутствия воздуха), однако химическая
стабильность масла ухудшается. Наинизшая температура вспышки
у масла ХФ22-24. Из-за этого его не следует применять для
обкатки компрессора на воздухе с противодавлением.
Вспышка масла связана с переходом части его в парообразное
состояние. Поэтому чем ниже температура вспышки, тем больше
масла уносится из компрессора в парообразном состоянии. Такое
масло трудно задержать в маслоотделителе. Наилучшие в этом
отношении — синтетические масла.
Плотность масел (при 0°С) равна примерно 900—1000 кг/м3.
С понижением температуры плотность увеличивается [ИЗ]:
P* = Po-0,67f. (IV-2)
155

Такие свойства масел, как вязкость, температура вспышки
и температура застывания, обычно указываемые в стандартах на
масла, не полностью определяют пригодность масел для данной
машины. Для окончательного выбора масла необходима его экс-
ллуатационная проверка. В результате такой проверки установле-
ло, например, что смазывающая способность масла ФМ5,6АП,
в случае применения его для крупных машин, недостаточна: у ком-
лрессоров наблюдались повышенные износы. Поэтому такое масло
30
го
ю
о
40
-20
-30
-40
-50
-60
к
\1
<'
г
tfl
/$
г
d
Y^
"" I <
тттг
^
1
1
, |
1 '
, 1
г!
ГТт>>
ч
tJ
ч
']
Qfe
к
щ
J
^
1
1
._JL
V
\
%
ЧТ
9'
- У
а
77--*'
' i i
ЛЧ>-1№
i
щ
'г
О
10 W SO 80%$„
40 60
а 6
Рис. 69. Зависимость растворимости агентов в маслах от температуры
(кривые расслоения) [91, 111, 113]:
а —Ф-22 и масел; б — Ф-13 с маслом ФМ5.6-АП и кривые застывания (пунктир).
можно применять только для машин с мелкими компрессорами,
у которых нагрузки в механизме движения не велики.
Для крупных каскадных машин с испарителями, в которых
фреон-13 кипит в межтрубном пространстве либо в трубах диаметром
свыше 15 мм применяют масло ХФ22с-16. При кипении фреона-13
в трубах меньшего диаметра во избежание забивания труб
застывшим маслом применяют масла с высокой температурой застывания
(например, вакуумное масло ВМ-4). Такие масла застывают и
отделяются от фреона уже в газовом теплообменнике (ТОн2, см.
рис. 17), после которого в конденсатор-испаритель (и далее — в
испаритель) поступает уже чистый фреон. Установку комплектуют
двумя теплообменниками, которые работают попеременно. Масло
после оттайки в отключенном теплообменнике возвращается в
картер компрессора.
Смеси масел с холодильными агентами. По степени взаимной
растворимости различают три группы смесей масел с жидкими
агентами: практически нерастворимые друг в друге, полностью
растворимые и с ограниченной взаимной растворимостью.
К первой группе относятся аммиак с минеральными маслами
156

и фреон-13 со всеми маслами, кроме ФМ5,6-АП. Растворимость
аммиака в масле исчисляется долями процента [94].
Ко второй группе относятся фреон-12 с минеральными маслами
и фреон-22 с маслом ХФ22с-16. Эти смеси обладают полной
взаимной растворимостью при любых концентрациях и температурах.
Ограниченно растворимы фреон-22 с минеральными маслами и
фреон-13 с маслом ФМ5,6-АП (рис. 69). В областях выше кривых
(рис. 69, а) фреон-22 и сответствующее масло растворимы. Выше
критических точек (точки максимума) они растворимы в любых
соотношениях. Ниже кривых смесь разделяется на два слоя.
Например, при температуре —18° смесь, содержащая 20% масла
ХФ22-24 (точка /) разделяется на нижний слой,*содержащий 10%
масла (точка 2) и верхний — 50% масла (точка 3). С понижением
температуры концентрация масла в верхнем слое увеличивается
(точка 3 смещается вправо), и масло застывает. Это ограничивает
область применения минеральных масел. Поэтому для работы на
фреоне-22 при низких температурах удобнее масло ХФ22с-16,
полностью растворимое во фреоне.
Иной характер у кривых расслоения фреона-13 с маслом
ФМ5,6-АП (рис. 69,6). Левая граничная кривая зоны расслоения
почти вертикальна. Таким образом, при концентрации масла до 9%
оно растворимо во фреоне-13 при любых температурах.
Фактическая концентрация масла в установках с
маслоотделителями обычно не более 5%. Поэтому масло ФМ5,6-АП ведет себя
в системах так же, как и растворимые масла.
Таким образом, в холодильной системе циркулируют не чистые
агенты и масла, а их смеси в различной концентрации.
При малых концентрациях масла в агентах (до 10%)
температура кипения, поверхностное натяжение и плотность смесей мало
отличаются от соответствующих параметров чистых агентов, а
вязкость значительно выше. Так, при содержании 5% масла во
фреоне вязкость смеси на 45% выше, чем вязкость чистого фреона
[76]. Таким образом, при расчете холодильных циклов можно не
учитывать влияния примеси масла, а при расчетах теплопередачи
необходимо вносить соответствующие поправки.
Рассмотрим свойства масел, содержащих примесь агента. При
высоких температурах C0—70° С) такие масла находятся в
компрессоре. При расчетах трущихся пар надо учитывать снижение
вязкости, вызванное наличием агента (см. рис. 68, б).
При низких температурах добавка фреона к маслу понижает
температуру застывания масла (см. рис. 69, б).
Масла не только растворяют жидкий холодильный агент, но
и поглощают (абсорбируют) пары агента. Поглотительная
способность масел увеличивается с понижением температуры и
повышением давления пара фреона над маслом (рис. 70). Например,
при температуре масла в картере 20° С и давлении пара фреона-12
над ним 0,2 МПа концентрация масла 88%, т. е. оно поглощает
12% фреона (рис. 70,а, точка Л). Если давление в картере
повысится до 0,55 МПа (при той же температуре), то в растворе ока-
157

—г
^_ g
-*-
\#7
4^7
4^7
Л7 .
^0
М
0
~7~\—
\70Г
я—
30 W 50
а
70 00 90
ш
^0
N^f
ж^ЗО
^
bj7
¦-47
•?
»*
10 20 30 НО SO SO 70 80* 90 fm%
В
Рис. 70. Диаграммы t—р—% для растворов
фреонов и масел:
а — Ф-12 и минеральное масло; б — Ф-22 и масло,
ХФ22С-16,
жется 65% фреона
(точка Б). Подогрев масла при
этом давлении до 60° С
уменьшит концентрацию
фреона-12 в масле до 14%
(точка В). Давление
выше, чем на кривой АБ,
при 20°С установиться
не может, так как фреон
будет конденсироваться,
пока давление не
снизится до равновесного,
определяемого точками
кривой АБ. При этом
жидкость растворяется в
жидкости.
При длительной
остановке компрессора (с
открытыми вентилями)
давление в системе
увеличивается, и масло в
картере будет насыщаться
фреоном до тех пор, пока
концентрация масла в
нем не станет такой же,
как в испарителе.
Небольшой подогрев масла в
картере ограничивает
этот процесс. При одном
и том же перегреве
масла (по сравнению с
температурой насыщения)
остаточная концентрация
фреона-22 в масле
ХФ22с-16 больше, чем у
фреона-12. Повышенная
поглотительная
способность масла ХФ22с-16
является его недостатком.
Поглощение
парообразного аммиака
маслами очень незначительно.
При увеличении давления^
с ОД до 1 МП а при 20° С
равновесная
концентрация аммиака в масле
повышается с 0,2 до 0,7%.
Вспенивание масла при*
пуске незначительно.
158

РАЗДЕЛ II
АВТОМАТИЗАЦИЯ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ
УСТАНОВОК
ГЛАВА V
ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ ИЗ ТЕОРИИ
АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
СИСТЕМА АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
Особые условия работы низкотемпературных установок
обусловливают специфические требования, предъявляемые к их
автоматизации. Пусковой период низкотемпературных установок
характеризуется значительной продолжительностью.
Для расчета автоматических устройств в пусковых режимах
необходимо знать не только статические, но и динамические
характеристики объектов и регуляторов, т. е. изменения основных
параметров во времени под действием переменной нагрузки.
Низкотемпературные установки работают, как правило, в
широком диапазоне температур. Обычные регуляторы со
сравнительно узким диапазоном пропорциональности не обеспечивают
высокого качества регулирования. Поэтому необходимы специальные
регуляторы с большим диапазоном пропорциональности и с широким
диапазоном изменения настройки. В низкотемпературных
установках чаще применяют не стабилизирующие регуляторы (с
настройкой на один заданный параметр), а программные и следящие, у
которых настройка автоматически меняется по заданной программе
или в зависимости от нагрузочных параметров. В некоторых
случаях, чтобы не усложнять конструкцию регулятора, отдают
предпочтение схемным решениям: в начале пускового периода (при
больших нагрузках) автоматически подключают дополнительный
регулятор большой производительности, а при выходе на рабочий
режим его отключают.
Некоторые особенности имеют чувствительные элементы,
воспринимающие изменение низких температур, а также другие
элементы приборов, работающих при низких температурах.
Приборы защиты низкотемпературных установок от высокого
давления конденсации, от опасной температуры нагнетания, от
перегрузки электродвигателей такие же, как и у обычных средне-
температурных холодильных машин. В связи с этим далее они
специально не рассматриваются. Однако учитывая высокую
нагрузку на конденсатор и электродвигатель, которая возникает при
пуске,низкотемпературных установок, настроечные параметры
приборов защиты несколько завышают, приближая их к предельным
159

значениям. Иногда применяют дополнительные приборы,
обеспечивающие разгрузку во время пуска.
В низкотемпературных установках небольшой
производительности часто применяют системы прямого регулирования (рис. 71),
т. е. такие, у которых мощность сигнала рассогласования (откло-
Регулятор
Г i\
н
РО
ЗУ
Uxrxfx3
зс
\ h
43
-~Мр
¦м»
О&ъект
Рис. 71. Блочная схема прямого регулирования:
ЧЭ — чувствительный элемент; ЭС — элемент сравнения
(сумматор); РО — регулирующий орган; ЗУ —задающее
устройство; Мн — нагрузка; М~ — регулирующее
воздействие; Я — настройка.
? \
Г
н\
К _
ЗУ
)
ь '
Регулятор
Е(хг) _
'г,
1
РО,
ЭС
им\
&
РО
| х* 1
\Xf*Xf-X* !
х,
1
ЧЭ
)
[ *
X
¦_т -
J
ЛГ
ОПе>
-*—^
ЛГУ77
м„\
Рис. 72. Блочная схема непрямого регулирования:
- внешний источник энергии; ЯМ — исполнительный механизм
(остальные обозначения, как на рис. 71).
нения регулируемого параметра от заданного значения)
достаточна, чтобы регулятор, восприняв сигнал, обеспечил необходимое
изменение регулирующего воздействия.
Регуляторы прямого действия включают следующие основные
элементы:
чувствительный элемент ЧЭ — воспринимает значение
регулируемого параметра X и преобразует его в другой параметр Х\,
более удобный для передачи его другим элементам;
160

задающее устройство ЗУ — вырабатывает сигнал Х3,
соответствующий начальному заданному значению параметра Х0;
элемент сравнения ЭС, или сумматор, — сравнивает параметр
задающего устройства Х3 с параметром Х\9 соответствующим
фактическому значению регулируемого параметра» и вырабатывает
сигнал AX3 = Xi—Х3, соответствующий сигналу рассогласования ДХ
Когда ДХ=0 (Х=Х0), X{=X3t т. е. АХ3=0;
регулирующий орган РО— преобразует сигнал элемента
сравнения АХ3 в сигнал Х2, обеспечивающий изменение регулирующего
воздействия.
Кроме четырех указанных основных элементов, в регуляторе
могут быть и другие элементы, преобразующие один параметр
в другой (более удобный для передачи на расстояние или для
воздействия на следующий элемент).
В крупных низкотемпературных установках чаще применяют
систему автоматического регулирования непрямого действия
(рис.72).
В этой системе РО приводится в действие исполнительным
механизмом ИМ, который питается энергией от внешнего источника,
а сигнал рассогласования через первичный регулирующий орган
РО\ (управляющий или пилотный элемент) только изменяет
величину энергии ?, подводимой к исполнительному механизму.
Исполнительный механизм в сочетании с первичным регулирующим
органом представляет собой усилитель: маломощный сигнал
рассогласования преобразуется в сигнал, мощность которого
достаточна для управления основным РО.
Первые три элемента регулятора в этой схеме (ЧЭ-\-ЭС+РО\)
часто объединяют конструктивно в один прибор, например реле
температуры. Такой первичный управляющий прибор преобразует
изменение температуры в замыкание или размыкание
электрических контактов в цепи внешнего источника энергии.
ОСНОВНЫЕ ПОКАЗАТЕЛИ САР
Для проектирования низкотемпературных автоматизированных
систем и правильной их эксплуатации очень важно знать
количественные оценки процесса автоматического регулирования.
Для каждой системы на основании физических законов можно
составить систему дифференциальных уравнений
X = / (Afн - 7Ир); Хг = h (X); Х2 = /2 (Хх);
Хз - h (*i); ¦ • • Хп = fn (Xn^); УИр = fn+1 (Хп).
Первое из них показывает зависимость регулируемого
параметра X от нагрузки Мя и регулирующего воздействия Мр;
остальные— связь между отдельными параметрами. Исключая из этой
системы все промежуточные параметры, можно получить
уравнение, связывающее нагрузку на объект МН:(и ее производные) с
регулируемым параметром (и его производными). В общем виде это
И В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
161

уравнение, называемое также «уравнением движения» системы,
имеет вид
пЛ, л мн d*Mn v dX d*X \ л
Если известна зависимость нагрузки от времени, т. е. функция
Мн(т), то интегрирование дифференциального уравнения (V—1)
позволяет найти изменение регулируемой величины по времени,
Х(т)9 т. е. процесс регулирования (называемый иногда
динамической или временной характеристикой). Для действующей
луст
*СТ
Xef0
Рис. 73. Графики переходных процессов:
а — ступенчатое изменение нагрузки, б — апериодический статический
процесс, в — колебательный затухающий статический, г —- то же,
астатический.
системы процесс регулирования можно получить также
экспериментально. Изменяя нагрузку, через небольшие интервалы времени
записывают значения регулируемого параметра.
Уравнение движения (V—1) можно записать в безразмерных
координатах. Принимая в этом случае за начало отсчета
начальные (обычно средние) значения регулируемого параметра Х0 и
нагрузки МНо, рассматривают отклонения от- этих значений АХ=
^Х—Х0 ъ ДМн=Мн—МНо.
Тогда отклонения АХ и ДМН, отнесенные к начальным значе-
,.-¦ ¦ А , АХ AM
йиям, в безразмерном виде обозначим через х= и |я=
Хо
ми
V0 —но
Уравнение (V—1) в безразмерных координатах примет вид
d*ii
dx*
I ф d*ll dX d*X \
u, ' , ' ...; x. — , ... =0 (V—l,a)
'V dx dx* dx dx* / '
В практике нагрузка изменяется, как. правило, произвольно.
Однако для изучения влияния нагрузки на процесс регулирования
применяют типовую нагрузку, которая может быть: ступенчатой
(нагрузка резко изменяется и в дальнейшем остается на этом
новом уровне); импульсной (бесконечно большую, но действующую
бесконечно малое время, причем рАг=1) и синусоидальной.
162

Рассмотрим процессы регулирования, вызванные ступенчатой
нагрузкой (рис. 73). Процесс регулирования при такой нагрузке
называют переходным процессом (кривая разгона, переходная
характеристика). Этот процесс возникает также при быстрой
перенастройке системы, пуске установки, испытаниях системы и пр.
В теории автоматического регулирования [143, 144] разработаны
методы, позволяющие по переходной характеристике (т. е. по
реакции системы на ступенчатую нагрузку) определить процесс
регулирования и при других типах нагрузки.
При одинаковой ступенчатой нагрузке (рис. 73, а)
регулируемый параметр может переходить от своего начального к новому
установившемуся значению плавно (рис. 73, б) или в виде
затухающих колебаний (рис. 73, в, г).
В некоторых системах новое установившееся значение
регулируемого параметра отличается от своего начального значения
(рис. 73, б, в).
Отклонение нового установившегося значения ХуСт от
начального или статическая ошибка
ДАст === л уст— -Л(). (V—2}
В низкотемпературных установках наряду со статическими
системами (АХст^О) применяют и астатические, т. е. такие, у
которых ДАхт=0, (рис. 73, г).
В статических системах величина статической ошибки зависит
от величины ступенчатой нагрузки. Эта зависимость, называемая
статической характеристикой, имеет большое значение для
анализа работы САР.
Статическую характеристику САР можно получить из
уравнения движения (V—1), если все производные нагрузки и
регулируемого параметра приравнять к нулю "(в установившемся состоянии
Х=const, т. е. скорость его изменения равна нулю; кроме того,
Ми=const, так как нагрузка ступенчатая).
При экспериментальном исследовании системы на объект дают
различную величину ступенчатой нагрузки и записывают
соответствующее ей значение параметра ХуСт. Результаты испытания для
наглядности наносят на график в координатах (Ми, X); если
нагрузка Ми зависит от какого-либо внешнего нагрузочного
параметра -Хц, то статическую характеристику САР строят в
координатах (ZH, X) (рис. 74, г). Имея статические характеристики объекта
и регулятора (рис. 74,а, б), можно получить статическую
характеристику САР при помощи совмещения этих
характеристик (рис. 74, в).
Значение регулируемого параметра X (в частности, Х = Х$)
постоянно только при AfH=JWp, т. е. когда нагрузка равна
регулирующему воздействию. Максимальное ус?ановившееся значение
параметра Xmax устанавливается при ^Hmax=Mpmax (точка А);9
среднее (начальное) значение Х0 — при Мп ==МР и .Хш1„.,.—
при ^нт1п=Л4рт.п. Поскольку нагрузка зависит обычно от вдеш»
него параметра Хя, статическая характеристика на рис. 74, г дана
и*
163

в координатах (Хн, Хуст). Эта характеристика системы построена
для регулятора, настроенного на поддержание параметра Х0. Если
Mo-fW
К^\
rNJh. ^Jo
^
(а
f ^^ ^v __
1
1
1 °L
i
'
и
! >
Рис. 74. К построению статической характеристики САР:
с — нагрузка на объект, б — статическая характеристика
регулятора, в — совместная характеристика объекта и регулятора,
г — статическая характеристика.
'pit. Г
Рис. 75. Показатели качества процесса регулирования.
изменить настройку регулятора (пунктирные линии на рис. 74, б)
на значение Хои то й характеристика САР (линия АОБ на
рис. 74, г) сдвинется влево (среднее значение Xoi будет меньше
164

Х0). При настройке регулятора на Х02 линия АОБ сдвинется
вправо.
Таким образом, зная пределы изменения внешней нагрузки на
объект, по статической характеристике можно определить, в каких
пределах изменится установившееся значение регулируемого
параметра. Если эти значения (Хтах и Xmin) выйдут за допустимые
пределы (определяемые технологическими соображениями), то
необходимо периодически менять настройку регулятора, что
вызывает большие затруднения при эксплуатации. Поэтому следует
выбрать регулятор с более крутой статической характеристикой. Из
рис. 74, б, видно, что отклонения установившихся значений
параметра Хщах и Xmin от Х0 в этом случае будут меньше. Идеальным
в этом отношении является астатический регулятор, статическая
характеристика которого представляет собой вертикальную линию.
К системе автоматического регулирования предъявляют ряд
требований, объединяемых общим названием «качество
регулирования». О качестве САР. судят по переходной характеристике
(рис. 75). Колебания регулируемого параметра, возникающие при
ступенчатом изменении нагрузки, постепенно затухают. Основное
требование к качеству регулирования, чтобы установившееся
значение параметра не выходило за допустимые пределы (+ДХ2).
Время регулирования, т. е. период, после которого рассогласование
не выходит из зоны ±Д^2, должно быть по возможности меньше
и не выходить за допустимый предел. Максимальные отклонения
в течение времени регулирования также не дол&ны превышать
определенных значений (±AXi).
Кроме требований, предъявляемых к качеству регулирования,
имеется еще одно требование, общее для всех САР: система
должна быть устойчивой, т. е. после снятия ступенчатой нагрузки
регулируемый параметр должен принимать свое начальное значение.
Устойчивость системы и показатели качества регулирования
определяются свойствами объекта и автоматического регулятора.
ОБЪЕКТЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
Свойства объектов
Состояние объекта во время работы определяется значением
одного или нескольких параметров. В действительных объектах
регулируемый параметр часто заметно меняется в зависимости от
координаты точки измерения. Например, в охлаждаемом шкафу
температура воздуха вблизи испарителя всегда ниже, чем в
противоположном конце. Такие объекты называют объектами
с распределенными параметрами. Для упрощения
анализа и расчетов САР в большинстве случаев без большой
погрешности за регулируемый параметр можно принять среднюю
величину, сосредоточенную в одной точке (например, температуру в
центре камеры). Такие параметры называют сосредоточенными.
При большом сопротивлении между одной и другой частью систе-
165

мы значения параметра в них становятся настолько различными,
что следует рассматривать не одно среднее значение, а значение
его отдельно в каждой части. Такие объекты называют двухъем-
костными (или многоемкостными). Их можно разбить
соответственно на два или несколько элементов (звеньев). Ниже
рассматриваются простейшие, т. е. одноемкостные, объекты.
Одноемкостные объекты имеют один выход (регулируемый
параметр) и два входа: нагрузка Мя и регулирующее воздействие Мр.
При установившемся состоянии значение регулируемого параметра
не изменяется (X=const). Это возможно только при МН=МР.
Нарушение равновесия между нагрузкой и регулирующим
воздействием (т. е. Мя—Mv Ф 0) приводит к тому, что за небольшой
промежуток времени (dx) в объекте накапливается некоторое количество
энергии (Мш—Мр) dx. При небольших отклонениях изменение
выходного параметра dX пропорционально накопившейся энергии
(М н — Мр) dx = CdX, (V—3)
где С—коэффициент пропорциональности, называемый коэффициентом емкости.
Коэффициент емкости С показывает, какое количество материи
или энергии надо накопить в объекте, чтобы изменить значение
регулируемого параметра на одну единицу. В объектах с большой
емкостью (с большим С) скорость изменения регулируемого
параметра меньше.
Наряду с прямой связью — влиянием входных параметров (Мв
и Мр) на выходной (X) — в объекте может существовать и
обратная связь: изменение регулируемого параметра может приводить
к изменению нагрузки Ми или регулирующего воздействия Мр.
Влияние изменения регулируемого параметра на нагрузку или
регулирующее воздействие называют самовыравниванием.
Это одно из самых важных свойств регулируемого объекта. Объект,
спроектированный с достаточно высокой степенью
самовыравнивания, не нуждается в регулировании параметра ни вручную, ни
автоматически: в этом случае самовыравнивание выполняет
функцию регулятора.
Покажем это на примере объектов с гидравлической емкостью
(рис. 76). Регулируемым параметром является высота уровня
жидкости в сосуде Н. Начальное значение параметра — #о. Во всех
четырех объектах высота уровня не оказывает никакого влияния
на приток жидкости Мя, т. е. самовыравнивание на стороне
нагрузки отсутствует. В первом объекте (рис. 76, а) уровень
жидкости не оказывает влияния также и на расход, так как количество
жидкости, отводимое насосом, практически не зависит от высоты
столба жидкости. Таким образом, этот объект не имеет
самовыравнивания. Ступенчатое изменение нагрузки Мя приведет к тому, что
уровень будет бесконечно расти.
В остальных трех объектах жидкость вытекает через нижний
вентиль,, открытый на постоянное сечение /. Расход жидкости
через это сечение зависит от высоты столба
Mp^KfVW, (V-4)
166

— коэффициент, учитывающий сопротивление отверстия и размерность
выбранных единиц измерения.
При небольшой ступенчатой нагрузке (больше открыт вентиль)
уровень начнет повышаться (см. переходную характеристику на
рис. 76, б), С возрастанием уровня, как видно из уравнения (V—4),
расход увеличивается. Разность Мя—Mv уменьшается и скорость
Ч>~'
м
К
\
Мр
—*••.
м ми
"р ц/^Г
м. мн
м,
Ip^p
Ми
LF
1
\Мн0
у
V. ,
,мр
'
Но м И макс Н
Z
Рис. 76. Объекты с различной степенью самовыравнивания:
а — без самовыравнивания, б —слабое самовыравнивание, в — большое.
г — почти полное; характеристики: Я, Т — переходная, М, Н — статическая.
возрастания уровня замедляется. Когда расход Мр достигнет
нового значения УИН, уровень перестанет расти. Новое
установившееся значение уровня зависит от величины ступенчатой нагрузки:
при максимальной нагрузке МНтах уровень дойдет до #тах, при
минимальной Мл . —снизится до НтЫ.
°min l *
Несмотря на самовыравнивание, отклонение уровня от
начального значения (#тах—Н0 и Я0—#т}п) может оказаться больше
167

допустимых значений. Для увеличения степени самовыравнивания
можно по высоте сосуда сделать ряд отверстий (рис. 76, в). Тогда
с повышением уровня не только увеличится расход через нижний
вентиль, но появится еще дополнительный расход через боковые
отверстия. Общий расход значительно быстрее достигнет
величины притока и значение установившегося уровня окажется меньше,
чем на рис. 76, б. Благодаря этому он может не выйти за
допустимые пределы и регулирования не потребуется. На статической
характеристике увеличение степени самовыравнивания выражается
в увеличении угла касательной к кривой Мр с осью абсцисс (угла
а). На рис. 76, г показан объект с полным самовыравниванием.
Увеличение нагрузки почти одновременно приводит к такому же
увеличению расхода (жидкость переливается через край). При
этом уровень практически не увеличивается.
Объекты с большой степенью самовыравнивания по существу
представляют собой не элемент, а полную систему автоматического
регулирования. Обратная связь, которая воспринимает изменение
регулируемого параметра и соответственно изменяет
регулирующее воздействие (или нагрузку), является здесь регулятором,
заложенным в конструкции объекта.
Примером объектов с высокой степенью самовыравнивания, не
требующих регулирования, может служить 1) рассольная батарея,
в которую жидкость подается снизу и сливается сверху (уровень
жидкости остается постоянным); 2) батареи непосредственного
кипения, в которые циркуляционный насос подает аммиака
значительно больше, чем выкипает за счет тепловой нагрузки; избыток
жидкости сливается в циркуляционный ресивер; с увеличением
тепловой нагрузки уменьшается только количество переливаемой
жидкости, а уровень ее остается постоянным; 3) испаритель в
домашних холодильниках, заполняемый фреоном через капиллярную
трубку; при уменьшении уровня жидкости в испарителе уровень ее
в конденсаторе возрастает, конденсатор переполняется,
поверхность конденсации уменьшается и давление в нем растет; это
вызывает увеличение подачи жидкости в испаритель, т. е. высокую
степень самовыравнивания.
Камера, охлаждаемая компрессионной холодильной машиной,
также представляет собой объект с самовыравниванием: с
повышением температуры в камере теплоприток в камеру (нагрузка)
уменьшается и одновременно увеличивается холодопроизводитель-
ность машины (за счет повышения температуры кипения).
Поэтому при увеличении нагрузки t06 принимает новое установившееся
значение.
Чтобы определить, достаточна ли степень самовыравнивания,
т. е. можно ли обойтись без регулятора, необходимо для каждого
конкретного объекта провести расчет и построить статическую
характеристику. Если степень самовыравнивания недостаточна
и нужно устанавливать регулятор, то для правильного выбора
автоматического регулятора надо также знать и динамическую
(в частности, переходную) характеристику объекта. Для нахож-
168

дения переходной характеристики следует составить
дифференциальное уравнение объекта и проинтегрировать его.
Рассмотрим три примера объектов, наиболее характерных
в низкотемпературных установках.
Объект с гидравлической емкостью
без самовыравнивания
К объектам без самовыравнивания в низкотемпературных
установках относятся промежуточный сосуд, циркуляционный
ресивер и др., в которых необходимо поддерживать определенный
уровень жидкости.
Для такого объекта (см. рис. 76,а), как и для любого одноем-
костного объекта, справедливо дифференциальное уравнение
(V—3), которое можно представить в следующем виде:
(Л*н — Mp)dx = FdH, (V—5)
гдеМн и Мр— приход и расход жидкости, т. е. нагрузка и регулирующее
воздействие, м3/с;
F—площадь сосуда (коэффициент емкости), м3.
Так как в объекте без самовыравнивания ни Л1Н, ни Мр не
зависят от высоты уровня Я и площадь цилиндра F также постоянна,
интегрирование уравнения (V—5) дает
я = ^рт+Яо> (V_6)
где Н0 — начальное значение уровня — постоянная интегрирования.
Эта динамическая характеристика показывает, что при Mn=Mv
// = #о, а при МЯ>МР Н неограниченно возрастает. Скорость
возрастания уровня
_^L=fc^P. (v_6a)
На рис. 76, а — это tg а. Статическая характеристика также
показывает, что при МифМр уровень Н непрерывно возрастает,
т. е. установившееся значение Н равно бесконечности, так как Мн
и Мр параллельны.
Объект с гидравлической емкостью
и с самовыравниванием на стороне расхода
К объектам с самовыравниванием на стороне расхода в
низкотемпературных машинах относятся испарители, поскольку
количество выкипаемой жидкости зависит от величины теплопередаю-
щей поверхности, т. е. от высоты уровня. Другим примером таких
объектов могут служить маслоотделители с возвратом масла в
картер компрессора. Типовая модель таких объектов показана на
рис. 76, б. Зависимость расхода жидкости от высоты уровня
определяется уравнением (V—4). Однако для небольших
отклонений параметра от начального значения (вблизи точки Я0) пара-
169

ДЛ*Н - &Щ =F—S. (V—8)
болическую зависимость можно с некоторым приближением
заменить линейной (линеаризировать)
ДМр = рДЯ, (V—7)
где p = tgcc (угла наклона касательной к Mv в точке Я0) —коэффициент
самовыравнивания.
Для последующего перехода к безразмерным координатам
дифференциальное уравнение удобнее составлять в приращениях,
т. е. рассматривать отклонение параметра от начального значения.
Для этого в уравнение (V—5) подставим значения начальной
точки
(^но-^Ро) dx = FdHQ.
Вычитая это уравнение из выражения (V—5), получим
,dAH
dx
Или, подставляя вместо АМР его значение (V—7) и разделив
на р
F d\H 1
— . — + АЯ = — АМп. (V-9)
р dx р
Чтобы привести это выражение к безразмерной форме, разделим
его на Я0 и Мл0
АН
F_ й HQ АН __ ^На ДМН
р ' dx +Я0 рЯ0 * Мщ '
Затем, обозначив:
—— =х — выходной параметр в безразмерных координатах;
Hq
АМп '
~—= A — нагрузка в безразмерных координатах;
— = т — постоянная времени (коэффициент при );
Мн *
—~- = k — коэффициент усиления объекта,
получим
Т—+х = кц. (V—10)
ах
Для получения статической характеристики объекта первый
член этого уравнения надо приравнять нулю. Каждому значению
ступенчатой нагрузки \х соответствует свое установившееся
значение параметра x=k\i.
Для получения переходной характеристики надо задать
определенную ступенчатую нагрузку \ц и решить дифференциальное
уравнение (V—10). После интегрирования получим
г) (V—11)
¦ = **ixll
170

Кривая, построенная по этому уравнению, является экспонен-
той (рис. 77).
В этом уравнении k\x\ — новое установившееся значение
регулируемого параметра — хСт. Задаваясь значением времени т=7,
т=27\ т=ЗГ и т. д., мы видим, что соответствующее значение
регулируемого параметра очень быстро приближается к своему
установившемуся значению. Практически время разгона
(переходное, или инерционное запаздывание), т. е. время перехода из
одного установившегося
состояния в другое, Тст« C-т-
-f-4) Г, так как при этом
*ss @,95-г-0,98) *ст.
Значение постоянной
времени Т (которая равна
отношению емкости объекта к
коэффициенту
самовыравнивания) можно определить
также по экспериментально
снятой характеристике
переходного процесса.
Экспонента обладает следующим
свойством: проекции
касательных, проведенные к
любой точке кривой, на линию
установившегося значения,
равны между собой и
имеют значение постоянной
времени. Следовательно, если
то постоянную времени можно определить как время, через
которое регулируемая величина достигнет своего установившегося
значения, если она будет изменяться с начальной скоростью.
Для определения по кривой разгона коэффициента усиления
k надо взять отношение хст к щ. Зная &и Г, можно найти
уравнения объекта (V—10) и (V—11).
Объект с тепловой емкостью и самовыравниванием
на стороне нагрузки и регулирующего воздействия
На рис. 78, а показана низкотемпературная холодильная
камера, в которой охлаждается тело массой m и теплоемкостью с.
При установившемся режиме, когда теплоприток в камеру QH
будет равен теплу, отводимому машиной Qp, температура тела
принимает температуру камеры (объекта) /0б- Аналогично объекту
с гидравлической емкостью (см. уравнение V—8) зависимость
между аккумулированной в объекте тепловой энергией и
изменением температуры выразится уравнением
AQH - AQp = mc—^- . (V-12)
2T ЗТ 47
Рис. 77. Переходная характеристика од-
ноемкостного объекта с
самовыравниванием (инерционное звено).
провести касательную в точке т=0,
171

Теплоприток через ограждение линейно зависит от наружной
температуры tn и температуры в объекте t0§
Ъп = КтПЛ*п-**У (V~13)
Это уравнение справедливо и для начальной точки
Вычитая последнее уравнение из выражения (V—13) и
обозначив &ог ^ог через рн, уравнение (V—13) можно записать в
приращениях
Д(?н = рнД*н—РнД'об- (V—14)
Qp-холодильная
машина
-t«
Рис. 78. Тепловой объект с самовыравниванием на стороне
нагрузки и регулирующего воздействия:
а _ холодильная камера, б — зависимости теплопритока QH и отвода
тепла Qp от регулируемого параметра ^об .
Значение коэффициента самовыравнивания на стороне нагрузки
рн можно определить из рис. 78, б как tgp.
Тепло, отводимое машиной, в общем случае имеет нелинейную
зависимость от температуры в объекте. Однако при небольших
отклонениях от равновесного режима погрешность от
линеаризации (см. рис. 78, б) незначительна
AQp«aq; = PpA^, (V-15)
где рр = tga—коэффициент самовыравнивания на стороне регулирующего
воздействия.
Если функция Qp задана аналитически, то для определения
коэффициента самовыравнивания следует взять частную производ-
д®р и вместо t06 подставить ее значение в начальной
точную
dt06
ке (/Об0 )•
Подставив значения A QH и A Qp в уравнение (V—12),
получим
тс ^— + (рр + рн) А'об = Рн Д'н i
(V-16)
172

где рр + рн — общий коэффициент самовыравнивания (его величина всегда
положительна) .
После деления всех членов на коэффициент
самовыравнивания уравнение (V—16) примет вид
т dAt06
d%
¦Д*об = КД'н, (V-17)
тс
где Т= — постоянная времени;
Рр + Рн
Рн
/С— —коэффициент усиления объекта (или коэффициент передачи).
Рр + Рн
Если объект состоит из нескольких частей с различной
удельной теплоемкостью, то вместо тс при определении постоянной
времени надо брать сумму произведений т\ С\.
Статическую характеристику этого объекта можно получить,
приняв в уравнении (V—17) первый член равным нулю
Ato6 = KMH. (V-18)
Если коэффициент усиления К=г1г> то изменение температуры
наружного воздуха на 15° С вызовет изменение температуры в
камере на 5° С. Таким образом, К характеризует чувствительность
изменения выходного параметра по отношению к изменению на
входе.
Для получения переходной характеристики уравнение (V—17)
удобнее записать в безразмерных координатах, разделив его на
tob(j, а правую часть — разделив и умножив на /Н()
T-^+x = kn, (V-19)
где * = ¦
*об0
II = —
*н„
'обо
Хотя выражения коэффициентов Т и k в этом уравнении
несколько отличны от аналогичного выражения их в уравнении для
гидравлической емкости (V—10), однако интегрирование его дает
такую же переходную характеристику (см. уравнение V—11 и
рис. 77).
Объект или другое звено системы, у которого зависимость
между входным и выходным параметром описывается
дифференциальным уравнением типа (V—19), называют апериодическим
или инерционным. Если постоянная времени очень мала
(практически равна нулю), то и время разгона (переходное, или
инерционное запаздывание) тоже почти равно нулю. Первый член в урав-
173

нении (V—19) пропадает. Уравнение безынерционного звена
(усилительного) имеет вид
x = k\i. (V—20)
Кроме переходного запаздывания, существует еще так
называемое чистое (или транспортное) запаздывание, при котором
изменение нагрузки в течение некоторого времени не влияет на
регулируемый параметр. Например, при сравнительно длинном тру-
л
Хст
-»-Г
о
-ц„ СТО ¦
Я cm
0
л ^П9Р .
Т<йЩ ,
*-г
Рис. 79. Виды и влияния запаздывания:
а — ступенчатая нагрузка, б — переходная характеристика
безынерционного звена с чистым запаздыванием, в —
инерционное звено с чистым запаздыванием, г — синусоидальная
нагрузка, д — изменение параметра при синусоидальной нагрузке,
е — переходная характеристика звена 2-го порядка и его
аппроксимация.
бопроводе открывание крана вызывает появление жидкости в
сосуде только через несколько секунд. Общее запаздывание
складывается из чистого и переходного
^общ == Тч 4" ТП2р-
Различные виды запаздывания показаны на рис. 79,6 и 79, е.
Влияние запаздывания особенно сказывается, когда возмущающее
воздействие носит колебательный характер (рис.79,г). В этом
случае регулируемый параметр не только отстает по фазе, следуя за
колебаниями нагрузки, но и имеет меньшие максимальные
отклонения (от начального значения) по сравнению с отклонениями,
которые вызывает ступенчатая нагрузка такой же величины. Так,
при периодическом пуске и остановке машины температура
испарителя колеблется, например, в пределах от 0 до —18° С, а
температура в противоположном конце камеры изменяется от 5 до 2° С.
174

Если объект описывается дифференциальным уравнением 2-го
или более высокого порядка, то часто его переходную
характеристику (рис. 79, е) удобно бывает аппроксимировать
апериодическим звеном 1-го порядка с чистым Запаздыванием, проведя
касательную в точке перегиба. Определенные, таким образом, значения
времени чистого запаздывания t4 и постоянной времени Т
позволяют в дальнейшем правильно подобрать настроечные параметры
автоматического регулятора [146, 147].
ТИПЫ АВТОМАТИЧЕСКИХ РЕГУЛЯТОРОВ
Автоматический регулятор, воспринимая изменение нагрузки
или величины рассогласования, изменяет регулирующее
воздействие на объект, вследствие чего величина рассогласования
максимально уменьшается. К основным элементам регулятора
относятся: чувствительный элемент, задающее устройство, элемент
сравнения и регулирующий орган. Кроме того, регулятор может иметь
узел настройки на заданное значение параметра, узлы настройки
параметров самого регулятора, корректирующие устройства,
обеспечивающие требуемый закон регулирования (т. е. зависимость
выходного параметра от входного), и усилители. Дополнительные
элементы, входящие в конструкцию регуляторов, преобразуют один
параметр в другой, более удобный для последующей обработки.
Регуляторы можно классифицировать по следующим признакам:
по виду регулируемого параметра — регуляторы давления,
уровня, температуры и т. п.;
по типу задатчика — стабилизирующие, программные,
следящие, оптимизирующие;
по мощности сигнала рассогласования — прямого и непрямого
действия; последние в зависимости от вида подводимой энергии
бывают пневматические, электрические, гидравлические и др;
по числу возможных положений РО — релейные (двух-, трех- и
многопозиционные) и регуляторы непрерывного (плавного)
действия. В регуляторах непрерывного действия РО может
устанавливаться в любом из промежуточных положений между двумя
крайними;
по положению регулирующего органа в установившемся
состоянии— статические и астатические. У статических регуляторов
каждому значению входного параметра (ХуСт) соответствует свое
положение РО (Ууст). У астатических малейшее отклонение на
входе вызывает непрерывное движение РО с определенной скоростью.
Благодаря этому установившееся положение РО наступает только
при отсутствии статической ошибки (Хуст—Хо=0). Основное
условие статики — равенство нагрузки и регулирующего
воздействия — обязательно остается. При соблюдении этих двух условий
РО в установившемся положении может занять любое положение.
Это свойство астатических регуляторов достигается введением в
регулятор интегрирующего звена;
175

по закону регулирования (это относится к регуляторам
непрерывного действия) регуляторы подразделяют на следующие
простейшие виды:
пропорциональные (П-регуляторы)
y = kx; (V-21)
интегральные (И-регуляторы)
у = ~Г jxdr; (V-22)
пропорционально-интегральные (ПИ-регуляторы), или изод-
ромные
y^~k{x + T\lxd%)' (V_23)
пропорционально-дифференциальные (ПД-регуляторы), или
регуляторы с предварением, с воздействием по производной
y = k{x+T*lk)'> (V~24)
пропорционально-интегрально-дифференциальные (ПИД-регу-
ляторы), или изодромные с предварением
, = *(, + ±^т+7д?). (V-25)
Регуляторы типа И, ПИ и ПИД относятся к астатическим, П и
ПД — к статическим.
Применяют регуляторы и с более сложными законами
регулирования. Например, в многоточечных регуляторах на изменение
выходной величины, кроме входного, оказывают влияние один или
несколько дополнительных параметров. С помощью
дополнительных сигналов регулирующее воздействие на объект начинается при
незначительных отклонениях регулируемой величины.
В действительных регуляторах указанные законы
регулирования осуществляются обычно с некоторым приближением.
Рассмотрим особенности основных типов регуляторов.
Пропорциональные (статические) регуляторы
В идеальном П-регуляторе отклонение РО от своего
начального значения пропорционально сигналу рассогласования АХ,
который подается на вход регулятора. Динамическая характеристика
его выражается равенством
ДГ = /(ДХ, (V—26)
где /( — коэффициент усиления.
Коэффициент усиления является размерной величиной и
показывает, какое перемещение РО соответствует единичному
изменению входного параметра, т. е. характеризует чувствительность
регулятора.
!76

Поскольку в динамическую характеристику регулятора (V—26)
время не входит, то она справедлива для любого значения
времени, в частности для т= оо. Таким образом, в идеальном П-регуля-
торе уравнение статики совпадает с уравнением динамики. Из
статической характеристи- ^
ки П-регулятора (см
рис. 80,6) видно, что
коэффициент усиления
К=tga. Отклонение
РО от своего среднего
положения Y0 не
может быть больше ±Б
(перемещение клапана
ограничено
конструктивно) . Тогда полное
перемещение РО
равно, очевидно, 2Б.
Изменение
регулируемой величины
(входного параметра
регулятора), которое
вызывает перемещение РО
qW )»»—»¦
т
5
'б
шс
Хмин
¦В
Ofrotio)
\Лх
Ум
t
х*-1
— Г
Уст***
Рис. 80. Пропорциональный
(статический) регулятор
давления:
а — схема действия, б —
статическая характеристика, в —
переходная характеристика
(идеальная), г — переходные
характеристики реальных П-регулято-
ров; / —2Г2>7Ь // — 2Г2>Г„
Ш — 2Т2<Ти /У_Г2М) (в ///
и IV — Тх велико), V — Г2~0;
7i»0. VI — Т2Ф0, Г,=0.
[A/wy ;ywwv
*~Г
у-±
-~-г
из одного крайнего положения в другое, называют диапазоном
пропорциональности ДП, или неравномерностью регулятора:
Дп = xmax — xmin.
Тогда коэффициент усиления
АУ 2Б
« = ^ = дтГ- (V-27)
В некоторых П-регуляторах, кроме настройки начального
значения параметра, предусматривается узел настройки диапазона
пропорциональности, а следовательно, и коэффициента усиления.
При отсутствии настройки значение коэффициента усиления
определяется конструкцией регулятора.
Уменьшение статической ошибки системы достигается
увеличением крутизны статической характеристики регулятора (см. рис.74).
12 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
177

Поэтому значение К регулятора выбирают как можно больше.
Однако в реальных П-регуляторах увеличение К приводит к
ухудшению динамической характеристики: вызывает большие отклонения
регулируемого параметра в переходном процессе или увеличивает
время переходного процесса, что снижает качество регулирования.
Рассмотрим особенности работы П-регулятора. Регулятор
(рис. 80, а) должен поддерживать постоянное давление р2 в
коллекторе после клапана. При увеличении расхода газа в результате
открытия вентиля В (нагрузка) давление р2 и усилие снизу на
мембрану / падает. Сжатая пружина 2 переместит конец Б
рычага 3 вниз (на величину УБ). Рычаг 3 вращается вокруг опоры О.
РО переместится вверх на величину У и откроет больше проход
газа в коллектор, что должно компенсировать возрастание
расхода. Однако прежнее давление не восстановится. Поскольку
каждому давлению р2 соответствует определенное положение клапана
(рис. 80,6), то для удержания клапана в более открытом
положении необходимо пониженное давление р2. В новом установившемся
состоянии давление р2 будет ниже своего начального значения на
величину статической ошибки.
Чтобы судить о качестве регулирования, выведем уравнение
динамики (закон регулирования) этого регулятора и исследуем
его переходный процесс.
Когда сила давления газа Fr превысит силу пружины fnp к силу
трения клапана F^, то регулирующий орган, имеющий массу ту
d2Y •
начнет перемещаться с ускорением . Дифференциальное урав-
dx2
нение движения клапана, приведенное к точке Б и записанное
относительно приращений, примет вид
d2 (ДУ)
Кхт ^ = Д/> _ &Fn? - KiAPTp, (V-28)
АО
где Ai = ~ггг — коэффициент усиления .на рычаге АБ.
иь
Подставляя в это уравнение значения
AFr = К2АХ (К2— площадь мембраны);
AFup=K^Yr (#з — коэффициент упругости пружины, а УБ = — );
/7тр=Л'4—-—- (сила трения в первом приближении
пропорциональна скорости);
получим
, d*(AY) d(AY) К*
Kim -^ + KiK, -^ + j*- АУ = К^Х. (V-29)
Разделив обе части уравнения на Y0 и на коэффициент при АУ, а
правую разделив и умножив на Х0, получим уравнение регулятора
в безразмерных координатах
T*^+Tllt + y:=kx> (V-30)
Аз Аз Аз'о
178

Переходная характеристика, как решение этого уравнения при
постоянной нагрузке на входе (например, х=\)> зависит от
соотношения значений постоянных времени Г2 и Тх [141].
При Ti<^2T2, когда, например, масса клапана m сравнительно
велика, а сила трения мала, возникают долго не затухающие
колебания (рис. 80, г-I). Это связано с тем, что клапан по инерции
переходит за точку нового установившегося положения (kx),
пружина оказывается сжатой больше, чем это вызвано силой давления,
и начинает действовать в обратную сторону. Звено (элемент)., у
которого зависимость между выходом и входом описывается
уравнением (V—30), при соотношении коэффициентов 7i<272 называют
колебательным. При увеличении постоянной времени Тх
усиливается демпфирование собственных колебаний (см. рис. 80, г-Н).
Когда значение Тх становится равным или больше 2Т2,
колебания исчезают. Звено, описываемое уравнением (V—30) при Т{^
^2Т2> становится апериодическим звеном второго порядка (рис.
80, г-///).
При очень малой массе клапана можно считать, что T\^tQ, т. е.
уравнение регулятора описывается инерционным звеном, или
апериодическим звеном первого порядка (рис. 80,2-/1/).
В переходных процессах г-Ш и г-IV значение постоянной
времени Т\ сравнительно велико. Вследствие инерционного
запаздывания регулятора значения регулируемого параметра в переходном
процессе имеют большие отклонения от установившегося значения.
При Гг^О, уменьшая постоянную времени Т\ (силу трения),
можно получить переходный процесс (рис. 80, г-V), близкий к
идеальному (рис. 80, в).
При полном отсутствии демпфирования (Г^О)
дифференциальное уравнение колебательного звена (V--30) имеет вид
T*7F + yz=kx' (V~31)
Решение этого уравнения дает нам переходную характеристику
У = Уст (l-cos^j, (V-32)
т. е. возникают незатухающие (периодические) колебания, как
показано на рис. 80, г-VI.
Для улучшения статической характеристики, как указывалось,
надо увеличить значение коэффициента усиления регулятора k.
Однако если это сделать за счет уменьшения жесткости пружины Кг
(см. уравнение V—30, а) или за счет увеличения отношения плеч
рычага АБ (К\), то одновременно увеличится и значение Г2, т. е.
возрастет амплитуда колебаний и ухудшатся динамические
свойства регулятора. Переходная характеристика, приведенная на
рис. 80, г-VI, превратится в характеристику, изображенную на
рис. 80, г-/. Это особенно нежелательно при частых колебаниях
нагрузки, так как может привести к нарушению устойчивости
системы (амплитуда колебаний регулируемого параметра не будет
затухать).
12*
179

Увеличить значение k регулятора при постоянной величине Т2
можно только путем изменения коэффициента /С2 (установка
мембраны большей площади), однако это увеличивает габариты
прибора. Таким образом, невозможность устранения статической
ошибки — существенный недостаток пропорциональных
регуляторов.
Интегральные (астатические) регуляторы
Астатические регуляторы применяют для устранения
статической ошибки. На примере П-регулятора видно, что жесткая
зависимость между отклонением регулируемого параметра (давления
в коллекторе) и положением РО, приводящая к статической
ошибке, была вызвана пружиной, в которой усилие пропорционально
отклонению. Если пружину заменить постоянным грузом (рис. 81), то
Mt
=<3>-
_s~
Демпфер
>ф^
1
1 У макс
Х--Хв--COnst
'*щ*—^-^^ У-любое
*—'"~^<7 значение
f У мин~0
=аяаsssss ^
X--I
Рис. 81. Интегральный
регулятор давления:
а — схема действия, б —
статическая характеристика.
в — переходная
характеристика.
состояние равновесия в системе может наступить только при
условии, если сила давления равна весу груза (приведенному к
точке Б). При малейшем отклонении параметра (давления) от своего
начального значения Х0 клапан будет перемещаться с
определенной скоростью, пока он не займет такого положения, при котором
одновременно наступят два равенства
<9 и мр = МИ
180

Таким образом, положение клапана в установившемся состоянии
не зависит от отклонения регулируемого параметра, т. е. он может
занять любое промежуточное значение между двумя крайними.
Статическая характеристика И-регулятора (точнее любого
астатического регулятора) представляет собой вертикальную прямую
Х*=Х0 (рис. 81,6).
Для определения переходной характеристики найдем закон
регулирования И-регулятора.
Дифференциальное уравнение движения клапана, приведенное
к точке Б (аналогично V—28), можно представить в виде
равенства:
д? (AY)
dx2
Кгт —±Г~^ = AFr — AFTp, (V-33)
TjxeAFr—K2AX—Р —разность сил, создаваемых давлением и весом груза (/С2 —
площадь мембраны, Р — вес);
FTP — сила трения, создаваемая в демпфере, пропорциональна
его скорости;
v ЛАГб av АУ
^тр = /С4__, дуБ== ^ .
Подставив значения AFr и FTV в уравнение (V—33) и приняв
левую часть равной нулю (что допустимо при достаточно малой
массе клапана), получим
?-.^=/С,Л*. (V-34)
Ах а%
Если ввести в уравнение безразмерные координаты, получим
Ти -f- = х или ~f- = — х, (V-35)
ах ах 1 и
где Ти — — — постоянная времени И-регулятора.
А1Л2Л0
Таким образом, в отличие от статических у астатических
регуляторов не выходная величина регулятора, а скорость ее
изменения пропорциональна отклонению регулируемой величины. Для
получения переходной характеристики проинтегрируем уравнение
(V—35). Тогда
у^тА
xdx. (V—36)
Положив здесь х=1, получим переходную характеристику И-
регулятора (рис. 81, в)
v = T~- <V-36,a)
1 и
Из выражения (V—36, а) видно, что коэффициент
предки
ставляет собой скорость перемещения клапана (tga — на
переходной характеристике), а Тп — время, за которое значение выходно-
181

го параметра возрастет вдвое, так как при увеличении параметра
в 2 раза значение его в безразмерных координатах равно единице
2Лр— Лр
= 1.
Введение интегрирующего звена в конструкцию регулятора,
принципиально устраняющего статическую ошибку, можно
осуществить и другим способом. Достаточно, чтобы в одном из
элементов регулятора скорость выходного параметра была
пропорциональна отклонению на входе;
Однако, устраняя статическую ошибку, чистые И-регуляторы
не могут обеспечить хорошее качество регулирования в
переходных процессах: при малой скорости перемещения клапана
(большое демпфирование) регулятор плохо реагирует на быстрое
изменение регулируемой величины, вследствие чего она сильно
отклоняется от начального значения («забросы»), а при увеличении
скорости перемещения клапана происходят меньшие по амплитуде, но
долго не затухающие колебания, т. е. увеличивается время
регулирования. Для устранения этого недостатка сочетают
пропорциональное и интегральное регулирование.
Изодранное
Пропорционально-интегральные (изодромные) регуляторы
Для улучшения качества регулирования в конструкцию
регулятора можно ввести элемент, который к воздействию по
интегралу даст дополнительное
воздействие по отклонению (это
устройство называют иногда
«изодромным»).
В ПИ-регуляторе (рис. 82,
а) введение пропорциональной
составляющей в закон
регулирования достигнуто установкой
пружины, верхний конец
которой упирается в подвижный
демпфер.
При быстром увеличении
давления демпфер не успевает
сработать, и пружина
сжимается, так как верхний конец ее
практически остается
неподвижным. Клапан сразу
прикрывается на величину,
пропорциональную изменению дав-
s б ления, а сжатая пружина на-
oft „ чинает постепенно перемещать
РИС- 82ныйПКлТоГдГл°е1иТРаЛЬ- ™Р^ь демпфера вверх по-
* ка полностью не расслабится.
а — схема действия, б— статическая харак- п *
теристика, в — переходная характеристика. ЬТаТИЧеСКаЯ ОШИОКа ПОСТепен-
182

но исчезнет, так как в новом установившемся состоянии давление
будет уравновешиваться тольдо весом груза.
Статическая характеристика ПИ-регулятора (рис. 82, б) такая
же, как у И-регулятора: клапан может занять определенное
положение и остановится только при Х—Х0. Величина открытия
клапана при этом соответствует нагрузке на объект (Мн). Работа
ПИ-регулятора совпадает с действиями опытного машиниста:
энергично воздействуя на объект вначале (при больших отклонениях
регулируемой величины), он затем осторожно сводит до нуля
оставшиеся отклонения.
Для получения переходной характеристики ПИ-регулятора
выведем его закон регулирования.
При увеличении давления на величину АХ пружина окажется
сжатой на АУб—AZ, где AZ — перемещение верхнего конца пру*
жины. Следовательно, пренебрегая массой движущихся частей
(членом с ускорением), получим
КъЬХ = Кз (АКб - AZ). (V-37)
С другой стороны, сила сжатой пружины уравновешивается силой
трения демпфера
d (AZ)
, К3 (АКб - AZ) = К* -~— • (V-38)
ах
Значение коэффициентов здесь, как и в уравнениях (V—28 и
V—33). Из уравнения (V—37) найдем значение AZ, а затем,
дифференцируя его,—-——. Подставив AZ и ¦ - в (V—38), заменив
d% ах
АКб на и перейдя к безразмерным координатам, получим
где k = -
К*
К*'
Интегрируя уравнение (V—39), найдем закон регулирования
изодромного регулятора
-*(*+?$>
xdx) . (V—40)
Задав на входе единичную ступенчатую нагрузку (#=1), после
интегрирования получим переходную характеристику
ПИ-регулятора (рис. 82, в)
y = k + ~-%. (V-41)
* и
Приняв т=Ги, получим у=2 ky т.е. через время 7И значение#
увеличится вдвое.
183

Таким образом, переходная характеристика показывает, что
в начальный момент ПИ-регулятор действует как
пропорциональный, а в конце процесса как интегральный, как бы объединяя их
положительные качества: быстрое затухание колебаний и
устранение статической ошибки.
Термин «изодромный» (что значит «постоянно бегущий») не
совсем удачен, так как это понятие можно отнести к любому
астатическому регулятору: при малейшем отклонении входного
параметра отклонение РО непрерывно растет.
Пропорционально-дифференциальные регуляторы
При регулировании по интегралу (jjcdt) даже значительные
отклонения регулируемого параметра х в начале не могут дать
достаточного сигнала для перемещения РО, так как мало время т,
а следовательно, и площадь под кривой x=f(x). Это вызывает
большие отклонения х в переходном процессе. Регулирование по
величине отклонения х дает лучшую динамическую
характеристику системы, однако из-за инерционности объектов и регуляторов
отклонения регулируемого параметра в переходных процессах
также бывают значительно большие, чем это следует из статической
характеристики.
Например, чувствительный элемент ТРВ воспринимает
температуру пара на выходе из испарителя. При выходе из испарителя
жидкого холодильного агента температура пара быстро
понижается, но вследствие инерционности регулятора закрытие клапана
(прекращение подачи жидкости в испаритель) произойдет по
истечении некоторого времени и жидкость может попасть в
компрессор, вызвав гидравлический удар. Поэтому для улучшения
динамических свойств системы в регулятор иногда вводят
дифференцирующее устройство, в котором отклонение выходного параметра
пропорционально не отклонению входного параметра, а скорости
изменения этого отклонения
dx
У = ТД-. (V-42)
В приведенном примере благодаря большой скорости
изменения температуры пара [ —] даже небольшое понижение
температуры (всего на 1—2° С) даст уже достаточный импульс для
закрытия клапана и предотвратит дальнейшее снижение
температуры («по инерции») и попадание жидкости в компрессор.
На рис. 83,а показана переходная характеристика идеального
дифференцирующего звена. Если входной сигнал принимает новое
значение хСт за время Дт (показано пунктиром), т.е. со скоростью
хСт/Ах, равной tga, то высота импульса выходного сигнала в
течение времени At постоянна и равна
У = т*^~> <V-42,e)'
184

а затем падает до нуля, так как *CT=C(ftist и скорость ее
изменения равна нулю. При ступенчатой нагрузке новое значение хст
наступает почти мгновенно (Дт-Я)), тогда величина импульса
возрастает до бесконечности и тут же падает до нуля
Реальное (инерционное) дифференцирующее звено описывает-
dT
(V-43)
X
о
!/>
0\
,
/
&
Лг;
,
хст
л-™
и
1
1
!
it!
У f3 дг
*" Г
*г
Ji
Рис. 83. Переходная характеристика дифференцирующего
звена:
а — идеального, б — инерционного.
Его интегрирование даст переходную характеристику (рис. 83, б)
Т х - —
у = / Л *ст е Г .
(V--44)
Переходные характеристики дифференцирующего звена
показывают, что в установившемся состоянии (т=оо) »=0 т е клапан
обязательно займет начальное положение (не соответствующее
нагрузке на систему), а статическая ошибка в системе будет такой
же, как и при отсутствии регулятора. Следовательно,
регулирование только по производной нецелесообразно. В связи с этим
дифференцирующее звено вводят в пропорциональные регуляторы
которые уменьшают статическую ошибку объекта, или в
астатические, которые совсем уничтожают ее
Регуляторы типа ПД, ИД, ПИД (изодромный с
предваренной™ B К0Т°Рые ВХ°ДИТ Дифференцирующее звено, превосходят
нагпЗ, ТЛН0Г° машиниста' так "к при внезапных изменениях
нагрузки, когда скорость изменения регулируемой величины
резко возрастает, регулятор «заранее», т.е. еще до накопления
отклонения А начинает действовать на уничтожение будущего
отклонения. (Человек при малых отклонениях параметра не улавливает
скорости его изменения.) улавливает
185

Рассмотрим, как можно достигнуть введения производной в
закон регулирования (рис. 84). Давление в коллекторе
(регулируемый параметр X) непосредственно воздействует на нижнюю
мембрану. Кроме того, через едва приоткрытый вентиль В2 оно
подается и на верхнюю мембрану. Поскольку площадь нижней
мембраны К\ больше, чем верхней К2, то в установившемся
состоянии создается разность усилий, которая передается через
равноплечий рычаг и, сжимая пружину /Сз на определенную величину,
удерживает клапан открытым. Величина перемещения клапана Y
Рис. 84.
Пропорционально-дифференциальный регулятор с предварением:
а — схема действия, б — статическая
характеристика, е — переходная характеристика.
в установившемся состоянии пропорциональна давлению X. При
медленном повышении давления в коллекторе оно успевает
пройти через вентиль В2 и воздействует одновременно на нижнюю
и верхнюю мембраны, т. е. регулятор работает как
пропорциональный.
При резком изменении нагрузки на систему (закрыли вентиль
By) давление в коллекторе повышается очень быстро и
воздействует сначала только на нижнюю мембрану. Давление на верхнюю
мембрану некоторое время остается почти прежним, так как газ
не успевает сразу пройти через малое отверстие 52. Клапан резко
закрывается на величину, пропорциональную К\Х. Эта величина
закрытия больше, чем в пропорциональном регуляторе. Поэтому
дальнейшее повышение давления в коллекторе прекращается
быстрее, т. е. улучшается качество регулирования. Постепенно газ
будет переходить в верхнюю полость, увеличивая в ней давление Z,
и, когда оно сравняется с давлением Ху клапан несколько
откроется и займет новое установившееся положение. Переходная
характеристика такого ПД-регулятора приведена на рис. 84,6.
Статическая характеристика его (84,6) такая же, как у всех П-регу-
ляторов.
•Определим закон регулирования ПД-регулятора (см. рис.
84,а). Пренебрегая массой движущихся частей и силой трения,
можно считать, что разность усилий на мембрану снизу и сверху
уравновешивается силой пружины
Кг ЬХ — K2&Z = К3 ДГ. (V—45)
186

Давление Z в замкнутом объеме V (над мембраной) по
уравнению Клайперона пропорционально массе имеющегося в этом
объеме газа т
Z = K^m> (V—46)
RT
где /С4= "~7Г~ (R — газовая постоянная, Т — температура, const).
Дифференцируя уравнение (V—46), получим
dZ dm
dm
можно определить как количество газа, поступающего на
dx
мембрану через вентиль В2 в единицу времени. Расход газа через
отверстие в первом приближении пропорционален разности
давлений до и после вентиля, т. е.
^i=K5(AX-AZ). (V-47)
dx
Подставив —— из уравнения (V—47) в уравнение (V—46,а), по-
dx
лучим
Ц-=КьКь (АХ - AZ). (V-48)
ах
Найдя значение AZ из уравнения (V—45), а затем dZ/dx и
подставив их в уравнение (V—48), получим уравнение
регулятора
^.^ + ДУ = *^ДХ+_^,^. (V_49)
К4 *s dx ^ /С3 ^ К3 К* К* dx v '
Или, переходя к безразмерным параметрам
где
т = _J k _, Ki — K% m *о_. т __ KiX0 (V—50 а)
Кь Кь Кг Y0 Kz K± КъУо
Уравнение (V—50) представляет собой уравнение
инерционного (реального) ПД-регулятора. Звено, описываемое этим
уравнением, называют также апериодическим (первые три члена) с
введением производной (последний член).
Его переходная характеристика (рис. 84, в) находится
решением уравнения (V—50)
187

y^kxCT |l-(l-^- T
(V-51)
Если постоянная времени Т достаточно мала, т.е. можно
пренебречь первым членом уравнения (V—50), то получим уравнение
идеального ПД-регулятора. Переходная характеристика его
показана на рис. 84, в.
Если в рассмотренном регуляторе площади нижней и верхней
мембран сделать равными (id = /B), то коэффициент k стал бы
равным нулю, т. е. регулятор не реагировал бы на отклонение х
и превратился бы в чистый дифференциальный инерционный
регулятор [см. уравнение (V—43)]. Его переходную характеристику
[уравнение (V—44) и рис. 83,6] можно получить из уравнения
(V—51), если раскрыть скобки и принять &=0.
Двухпозиционные (релейные) регуляторы
Регулирующий орган двухпозиционного регулятора может
занимать только одно из двух крайних положений
(«открыт»—«закрыт»). В отличие от регуляторов плавного действия РО не может
остановиться в промежуточном положении, при котором
регулирующее воздействие Mv равно нагрузке Мв. При полном открытии
РО (Умакс) Мр больше ЛГН, и регулируемый параметр X
отклоняется в определенную сторону от своего начального значения Х0,
Когда величина рассогласования становится достаточной, чтобы
РО переместился в другое крайнее положение (обычно Кмин=0),
регулирующее воздействие становится меньше нагрузки Л4Н, и
параметр X начинает отклоняться в другую сторону. Возникают
незатухающие колебания, или автоколебательный процесс.
Реальные регуляторы имеют так называемую зону
нечувствительности, или дифференциал. В пределах этой зоны
(AXq) изменение входного параметра не вызывает перемещения
РО. Минимальная величина дифференциала определяется
наличием зазоров в механизме движения, сил трения и усилий,
обеспечивающих перемещение РО из одного крайнего положения в другое.
На рис. 85, а, б показан двухпозиционный регулятор уровня и его
статическая характеристика.
Слишком малая величина дифференциала АХ0 вызывает
частое включение и выключение регулятора, что снижает надежность,
а иногда приводит к излишней затрате электроэнергии из-за
больших значений пусковой мощности. Во избежание слишком частых
включений минимальную величину дифференциала следует
устанавливать не ниже определенного значения. На частоту включений
влияет не только дифференциал регулятора, но и характеристика
объекта. Поэтому в конструкцию двухпозиционных регуляторов
обычно вводят механизм регулирования дифференциала.
Рассмотрим работу релейного регулятора уровня вместе с
объектом (см. рис. 85,а). Пусть вентиль Si закрыт и отвод жидкости
(нагрузка) осуществляется насосом Я (объект без самовыравнива-
188

ния). При понижении уровня поплавок опускается, замыкая
контакт 3, и катушка электромагнита 4 открывает клапан. Поскольку
количество подаваемой жидкости Mv больше, чем отводится
насосом Мт уровень начинает возрастать. Когда стержень поплавка 5
опустится на величину дифференциала АХ0 и надавит на винт 6,
серьга 7 опустится, преодолев силу магнита 2, и разомкнет-
контакт. ЛО
Вращением винта 6 %
можно изменить
свободный ход рычага, т. е.
регулировать величину
дифференциала ДХ0.
Для одноемкостного
объекта без
самовыравнивания
дифференциальное уравнение (V—5)
можно записать так
F dX__Mp — MH
dx
М
Ртах
Рис. 85. Двухпозиционный
регулятор уровня:
а — схема действия, б — статическая
характеристика, в — динамическая
характеристика регулятора, г —
процесс регулирования.
Обозначим
F
т: =Т— коэффициент скорости или постоянная времени (если параметр X
Мп— W'"T " *—-———— —^ (V—52,а)
1Ртах
дан в безразмерных координатах);
¦ = т — коэффициент нагрузки.
М
Ртах
(V—52,6)
Тогда при открытом регуляторе Мр=МРтах (рис. 85, в) и
скорость возрастания уровня
dX \—m
— = ——, или tga (см. рис. 85,г).
(V—53)
180

При закрытом регуляторе (Л1р=0)
dX т , л „, ¦„..
— =- —, или tg p. (V-54)
dx T
Знак минус указывает на снижение уровня. Если нагрузка
меньше половины максимальной производительности регулятора
(например, /гс = 0,3), то скорость повышения уровня (tga) будет
больше скорости его снижения (tgP).
Если принять, что дифференциал регулятора на рис. 85, г
имеет значение AZo, то при повышении уровня на (от начального
значения Х0) регулятор выключается (точка /). При
запаздывании регулятора уровень еще некоторое время (т3) продолжает
повышаться на величину АХ2у так как вода, оставшаяся в трубе /,
сливается в бак. Затем уровень начинает понижаться. Когда он
достигнет значения Х0 (точка 3), регулятор включится.
Однако некоторое время (tg) уровень продолжает понижаться, пока
поступающая жидкость не заполнит трубу L
Время запаздывания при выключении (т3) примерно равно
времени запаздывания при включении (т^), но поскольку скорость
снижения уровня в процессе 3—4 меньше, чем скорость
повышения его в процессе 1—2, то и отклонение АХг меньше, чем АХ2~
В результате полная амплитуда колебаний уровня АХ
оказывается несимметричной относительно начального значения* Х0, и сред-
.. нее установившееся значение регулируемого параметра ХСт станет
иным по сравнению с начальным Xq, т.е. возникнет статическая
ошибка ХСт- Охлаждаемое в камере тело, имея большую массу
и теплоемкость, принимает приблизительно среднюю температуру
воздуха в камере, не успевая следовать за ее колебаниями.
В двухпозиционных регуляторах увеличение нагрузки на
объект компенсируется увеличением среднего значения
регулирующего воздействия за счет возрастания коэффициента рабочего
времени Ъ, т.е. отношения длительности работы регулятора тр ко всему
ЦИКЛУ (Тр+Тн)
Зная характеристики объекта и фактические пределы
изменения нагрузки (AfHmax и Л1Ртах) регулятор подбирают с таким
расчетом, чтобы его максимальная производительность была на 20—
30% выше максимальной нагрузки (с запасом). Дифференциал
регулятора и время запаздывания должны быть как можно
меньше, чтобы колебания регулируемого параметра не выходили за
допустимые пределы. Однако продолжительность цикла не
следует слишком уменьшать во избежание частых включений и
выключений (практически допускают не более 4—8 циклов в час).
Определим основные параметры регулятора (см. рис. 85) для.
заданной нагрузки т.
190

1. Время запаздывания т3~т3 находят из отношения объема
трубы 1 к максимальной производительности регулятора.
2. Максимальный размах колебаний
ДХ = ДХ0 + | АХх| + |ДХ2|. (V—56)
Подставляя сюда абсолютные значения
АХ2= tg ат3 = -у т3, (V-56,а)
АХг = tg рт3 = - j- т3, (V-56, б)
т3
получим ДХ = ДХ0 + —. (Y—56,в)
3. Статическая ошибка (отклонение среднего значения от
начального) , как видно из рис. 85, г,
Подставляя в выражение (V—57) значения АХ2 и АХ из
уравнений (V—56,а) и (V—56,в), получим
XCT = @,5-m)^-. (V-58)
Отсюда видно, что только при /п=0,5 статическая ошибка
равна нулю. При /гс=1 или т=0 она максимальна
*стт* =0,5-—. (V—58,а)
4. Длительность рабочей части цикла (от точки 3 до 5)
tga
Подставляя в уравнение V—59 значения АХ\ и tga из уравнений
(V—56,6) и (V—53), получим
ДХ0Г + т3
р \-т *
5. Длительность нерабочей части цикла
ДХ0 7+х3
Тн== « '"
6. Длительность всего цикла
ДХоГ+Тз
(V-60)
(V-61)
(V—62)
* (\ — т)т
7. Коэффициент рабочего времени получим из отношения
уравнений (V—60) и (V—62)
6 = /72. (V—63
Это равенство справедливо только для астатического объекта
(когда зависимость X от т линейная).
191

Рассмотрим теперь работу этого же регулятора на объекте
с самовыравниванием (остановим насос и откроем вентиль Вл).
Уравнение этого объекта в безразмерных координатах (cm.V—10):
dx
T—+x^k\i,
ах
где #—относительное отклонение уровня;
[I—относительная нагрузка, равная —п .
/WPmax
(V—64)
р
0
т*0}3
?1
т
i
6
1
|
]
i
Bb
3>
1
ж. 1
of
Ati
е
U Гн
Гц j
'-^
i^^
к
уп
*\j '
Р
Внл.
ff *
I
Л,
7
*' 7
Л5
JL
^
¦Oh
4/
I
K.^
—. r*
*^ tj,
•" L
Рис. 86. Автоколебательный процесс в статическом объекте
с двухпозиционным регулятором.
Переходный процесс в таком объекте при открытом регуляторе
согласно уравнению (V—11)
x = k(l-m)(l-e Tj • (V-65)
Уровень будет увеличиваться не по прямой, а по экспоненте. При
закрытом регуляторе (Мр=0) уровень снижается
x'=-km\\-e Т). (V-65,a)
График автоколебательного процесса в объекте с
самовыравниванием, возникающий при двухпозиционном регулировании, показан
на рис. 86.
Определив расчетом или из опытных данных время
запаздывания регулятора в момент выключения т3 и в момент включения т'3,
постоянную времени объекта Т и коэффициент усиления k и
приняв определенное значение дифференциала регулятора Длго»
найдем для данного коэффициента нагрузки (пг) основные
параметры процесса регулирования — Ах, л:ст, tp, тн, ^ц и Ъ.
192

В точке 0 л:—0 (т.е. Х—Х0). Приращение уровня на участке
О—/ (до момента выключения) х= -. Подставив это значение
2
в уравнение (V—65), найдем т=ть Значение х2 (отрезок 2Г—2)
определим по этому же уравнению, положив T=ti+t3 (отрезок
0-^2'). Процесс снижения уровня B—5) находим по уравнению
(V—65,а). Подставив в него найденное значение х2, определим
продолжительность снижения уровня от точки 2 до начального
значения в точке 3. Отрезок времени 2—3 окажется
отрицательным, так как за начало отсчета ^р^вой снижения прийята точка
3. Аналогично время снижения уровня на участке 3-±4 найдем,
Ах
подставив в уравнение (V—65, а) значение х'= . рбщая
продолжительность выключения тн = тзЧ-Т2-з + Тз-4- Аналогично:
длительность работы Тр = Т3 + Т5-7
Значение коэффициента рабочего времени Ъ двухпо^иционного
регулятора ср статическим объектом близко к коэффициенту
нагрузки /п, но не равно ему, как это оказалось в астатическом
объекте.
Статическая ошибка определяется как среднее значение
регулируемого параметра за весь цикл. Она равна площади под
кривой процесса регулирования, деленной на длину цикла
\ xdx+l x'fa
О . т0
*ст = ~ • (V-66)
тр-гтн
Для приближенных расчетов экспоненты можно заменить
прямыми, касательными в точках 0 и 5, и использовать формулы,
выведенные для двухпозиционного регулятора с астатическим
объектом (V—56) -MV—63).
Многопозиционные (шаговые) регуляторы
При многопозиционном регулировании РО может занимать не
только два крайних положения, как у двухпозиционных
регуляторов, а также одно или несколько промежуточных. Если камера охт
лаждается тремя холодильными машинами, каждая из которых
имеет свой компрессор, конденсатор и испаритель, и может
самостоятельно включаться, то регулятор температуры (т. е. все
машины) может иметь четыре положения: 1) нулевая холодопроизво-
дительность (все компрессоры выключены), 2) 33,3% холодопро-
изводительности (включенодин компрессор),3) 66,7%—включены
два компрессора; 4) 100%—включены три компрессора.
В зависимости от схемы включения компрессоров
многопозиционное регулирование может приближаться (при достаточно
большом числе ступеней) к пропорциональному (статическому) или
к астатическому (рис. 87).
13 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
193

В схеме пропорционального шагового
регулирования (рис. 87, а) каждый компрессор включается своим
реле температуры. Пусть дифференциалы каждого реле
температуры ДХ0=2°С, но настроены они на разные средние значения
температуры; первый компрессор включается при 2° С, а выключается
при 0° С, второй компрессор соответственно при 6 и 4 С, третий —
при 10 и 8° С.
V.
»%1
Лг7
-Jj*,L_
trz
AX,
iXjoh ш
Л&
2 * X,S 8 10 X(VJ
AX J
М$
66,1
A*.
100%}
66,7
ДЗ
0
—M
JL
4 X9 6
ДХ
uXSU
m%\-
66,6
33,3
0
: k*
Mr
T
aX0,
2 4 ' 6
s x
Рис. 87. Статические характеристики многопозиционных
регуляторов:
а-пропорциональное шаговое регулирование, б -то же, с
Уменьшением ДХ, , в и г — астатическое шаговое регулирование (соответст
аП венно с одним и тремя реле температуры).
Если тепловая нагрузка находится в пределах от 66,7 до 100%
общей производительности всех холодильных машин, то при
включении трех компрессоров температура начнет понижаться и при
8° С остановится третий компрессор. Оставшиеся два
компрессора не обеспечат отвод тепла, и температура будет возрастать. При
10° С третий компрессор снова включится.
Таким образом, при нагрузке 66,7 -+-100% поддерживается
температура 8 110°С. При нагрузке 33,3 -66,7% температура
находился в пределах 4 -^6° С (первый компрессор работает непрерыв
но, второй-циклично) и при нагрузке менее 33,3% (работает
только первый компрессор) температура в камере 0-*-??.
Общий дифференциал в данном примере достигает 1U С, а
статическая ошибка (отклонение от заданного среднего значения
194

Xo=5°C) составляет 5° С. Значение общего дифференциала
определяется формулой
АХ = ЛХ0 + Д*зап W-l)9 (V-67)
где АЛап— разность между температурами включения двух соседних
компрессоров (запас);
N — число компрессоров.
Минимальный дифференциал регулятора АХ0 определяется
конструкцией прибора и обычно бывает не менее 2°. Для
уменьшения общего дифференциала (и, соответственно, статической
ошибки) можно уменьшить Д^зап (рис. 87,6). Однако, чтобы обеспечить
четкую последовательность включения компрессоров, запас
должен быть не менее 0,5 -*- 1°С (настройка приборов с течением
времени нарушается). При большом числе компрессоров величина
статической ошибки может выйти за допустимые пределы.
Для устранения статической ошибки применяют схемы
астатического шагового регулирования. В схеме на рис. 87,#
все три компрессора включаются от одного трехпозиционно-
го термореле с дифференциалом ДХо: если температура выше 6° С,
то замкнут максимальный контакт этого реле, если температура
ниже 4°, то замкнут минимальный, если же температура
находится внутри интервала 4—6° С, то оба контакта разомкнуты, и
включенные ранее компрессоры продолжают работать. Пока
производительность работающих компрессоров равна тепловой нагрузке,
температура не выходит за зону дифференциала.
При увеличении тепловой нагрузки холодопроизводительность
работающих компрессоров станет недостаточной, температура
повысится (до 6° С) и замкнется максимальный контакт. При этом
включится реле времени, которое через промежуточное реле
пустит очередной компрессор, подготовит цепь для включения еще
одного компрессора и через определенный интервал времени Т
отключится. Схема вернется в исходное положение, но работать
будет на один компрессор больше. Если за время Т температура
осталась выше заданной (максимальный контакт по-прежнему
замкнут), то реле времени включает еще один компрессор,
подготавливает цепь следующего и возвращается в исходное положение.
Таким образом, компрессоры будут поочередно через равные
промежутки времени включаться до тех пор, пока
холодопроизводительность не станет больше тепловой нагрузки и не
разомкнётся максимальный контакт. При понижении температуры
замыкается минимальный контакт, что приводит к последовательному
поочередному отключению компрессоров до тех пор, пока не
установится заданная температура в интервале АХо.
Схема, обеспечивающая указанный порядок включения
компрессоров, довольно сложна. Для наладки ее требуется
экспериментальным путем подобрать значение интервала времени между
включением компрессоров Г.
На рис. 87, г показана более простая схема астатического
шагового регулирования [148]. Каждый компрессор включается сво-
13*
195

им реле температуры, но дифференциалы их различны: АХ0\<.
<АХо2<АА'оз. Все дифференциалы настроены симметрично
относительно заданного (среднего) значения температуры.
При достаточно высокой температуре (пусковой режим) все
три компрессора включены и, поскольку холодопроизводитель-
ность их больше тепловой нагрузки, температура в камере
начинает снижаться. При достижении 4° С отключится первый
компрессор. Если нагрузка выше холодопроизводительности двух
остальных компрессоров, то температура станет повышаться: и при 6° С
первый компрессор снова включится. Второй и третий
компрессоры будут работать непрерывно, а первый циклично, поддерживая
температуру в диапазоне X0i (от 4 до 6°С).
Если тепловая нагрузка меньше холодопроизводительности
двух компрессоров C3,3—66,7%), то после остановки первого
температура все равно будет понижаться и при 3° С остановится
второй компрессор. Последующее повышение температуры приведет
к включению первого компрессора (при 6°С). Первый и третий
компрессоры снизят температуру и при 4° С первый остановится.
Таким образом, третий компрессор будет работать непрерывно,
а первый циклично.
Если нагрузка меньше 33,3%, то при снижении температуры
до 2° С остановится и третий компрессор (таким образом, все три
компрессора будут выключены). При повышении температуры
включится первый компрессор, который будет работать циклично
(два других выключены). Следовательно, общий дифференциал
при любой нагрузке равен минимальному дифференциалу ДХ0ь
Однако в этой схеме могут оказаться такие точки, при которых
температура может выйти и установиться вне зоны ДХоь Когда
тепловая нагрузка точно соответствует холодопроизводительности
одного компрессора, то после отключения первых двух
компрессоров будет работать один третий компрессор, и температура
остановится на значении Х0 — (т. е 3°С). В схеме с четырьмя
компрессорами появилась бы еще одна такая точка (Х0 ~ ]
и т. д. В практике точное соответствие тепловой нагрузки и
холодопроизводительности компрессора не может продолжаться долго,
р поэтому установка снова войдет в свой астатический режим.
Применение астатической схемы регулирования (рис. 87, а) более
целесообразно, чем пропорциональной (рис. 87,6).
ГЛАВА VI
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ В ОБЪЕКТЕ
ЭЛЕМЕНТЫ ИЗМЕРЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ
Чувствительные элементы температуры воспринимают
изменение температуры окружающей среды и преобразуют его в
изменение других параметров: расширение твердых тел (дилатометры
196

и биметаллические элементы); расширение жидких тел (обычные
жидкостные термометры); изменение давления (манометрические
термометры); э.д. с. (термопары) и величины тока (термометры
сопротивления). Эти выходные параметры могут быть
использованы (непосредственно или после усиления) для указания
температуры по шкале или ее записи (показывающие или записывающие
термометры), а также для плавного или двухпозиционного
изменения положения регулирующего органа. Приборы, в которых
изменение температуры преобразуется в замыкание или размыкание
электрических контактов, называют реле температуры, или
термореле РТ.
Дифференциальное уравнение чувствительных элементов
температуры можно получить из условия теплового баланса
mcdt = olF (f„ — 0 dr. (VI— 1
В левой части этого уравнения — количество тепла, которое
подводится к элементу с массой m и удельной теплоемкостью с
и нагревает его на dt градусов. В правой — тепло, которое
передается от среды к элементу за счет разности температур между ними
(F — поверхность элемента, а — коэффициент теплоотдачи).
Для большинства элементов в небольшом диапазоне
температур изменение выходного параметра АХг пропорционально
изменению температуры элемента:
АХг = КМ. (VI—2)
Записав, уравнение (VI—1) в приращениях и учитывая условие
(VI—2), получим
т *ША. + AXl = Шн t (vi-3)
ах
тс
где Т — —г — постоянная времени.
olF
Это уравнение аналогично уравнению (V—10), т.е.
представляет собой инерционное (апериодическое) звено. Переходная
характеристика его [см. уравнение (V—11)] была приведена на рис. 77.
При ступенчатом изменении температуры среды tn температура
элемента t (и соответственно значение выходного параметра Х\)
приблизится к ней (на 95—98%), как указывалось, только через
время C-М) 7\
Если элемент соприкасается с жидкой средой [а=1000-г-
4-2000 Вт/(м2-°С)], то постоянная времени Т сравнительно мала
@,1 — 20 с). При соприкосновении с "воздухом или другим газом
[а = 20—40 Вт/(м2-°С)] значение Т достигает 1—10 мин. В этих
случаях для уменьшения инерционности стремятся увеличить
поверхность термометра F, уменьшая по возможности его
массу га.
В низкотемпературных установках наибольшее применение
находят манометрические чувствительные элементы.
Дилатометрические и биметаллические чувствительные элементы в
низкотемпературных установках используются главным образом в реле темпе-
197

ратуры, выполняющих роль приборов защиты. Из жидкостных
(стеклянных) термометров применяют этиловые (до —70°С),
толуоловые (до —100°С), центановые (до —180°С). Ртутные
термометры можно использовать только до —30° С, так как
температура замерзания ртути —39° С. Ограниченное применение
жидкостных термометров вызвано их малой чувствительностью,
хрупкостью и частыми разрывами столбика жидкости.
Рис. 88. Чувствительные элементы температуры:
а — манометрические парожидкостные, б — манометрические с твердым
адсорбентом, в — термопары, г — термометры сопротивления металлические, д — тер-
мисторы.
Манометрические чувствительные элементы
(рис. 88, а) представляют собой герметичную систему, состоящую
из термобаллона 1 и упругого элемента 3 (сильфона), соединенных
капиллярной трубкой 2. Система может быть заполнена газом,
жидкостью, парожидкостной смесью или газом с твердым
адсорбентом.
Манометрические термоэлементы состоят из двух элементов:
в одном повышение температуры приводит к увеличению давления,
в другом изменение давления преобразуется в перемещение
стержня (стрелки). Принимая для небольших отклонений эти
зависимости линейными (Ap = Xi At и Aft = K2Ap), найдем общее
уравнение статики манометрических термометров
Ah = Кг Кг At = KAt, (VI—4)
где Ki — чувствительность термоэлемента (первичного), Па/° С;
198

Кг — чувствительность манометрического элемента, преобразующего
давление в перемещение, мм/Па;
/С— общая чувствительность манометрического термоэлемента, мм/0 С.
В газовом манометрическом термометре относительное
изменение давления
— «K'Af, (VI-5)
Ро
где /С'= . — относительное изменение давления, приходящееся на ГС
изменения температуры.
Абсолютное изменение давления
Ар = К' Ро М = KiM. (VI-5 ta)
Перемещение tJi определяется жесткостью упругого элемента
(или дополнительной пружины) и силой, равной ApF (где F —
площадь донышка сильфона). Таким образом, необходимым
условием создания достаточных усилий является большое Д/?, что
достигается увеличением начального давления ро- Поэтому газовые
термометры заполняют (азотом или другим газом) под давлением
1 МПа и выше. Высокое давление в системе уменьшает также
погрешность, связанную с изменением атмосферного давления.
Существенный недостаток газовых термометров — высокая
инерционность из-за низкого коэффициента теплоотдачи от
термобаллона к газу. Жидкостные манометрические термометры обладают
меньшей инерционностью. Поскольку жидкость практически
несжимаема, величина перемещения стержня на выходе Ah
определяется изменением объема жидкости при нагревании. Однако
величина эта очень мала в связи с малым коэффициентом
объемного расширения жидкости (около 0,001 1/°С). Поэтому
относительная погрешность у жидкостных термоэлементов выше, чем
у газовых. Так как при тепловом расширении жидкость может
развивать большие усилия, жидкостные термоэлементы
применяют в регуляторах температуры прямого действия.
Большое распространение в холодильных установках получили
манометрические парожидкостные термоэлементы, заполненные
жидкостью, кипящей при низких температурах (см. рис. 88,а). При
повышении температуры дополнительно выкипает часть жидкости,
и давление насыщенных паров возрастает. Относительная
чувствительность термоэлемента К у парожидкостных термометров
в 5—10 раз выше, чем у газовых.
При высоких температурах (в условиях хранения) слишком
высокое давление может вызвать нарушение прочности. Поэтому
количество заполняемой жидкости иногда ограничивают, чтобы
при определенном давлении (точки А) она полностью
превратилась в пар. Дальнейшее возрастание давления происходит
медленно, как у газового термометра. Термометры с ограниченным
заполнением жидкостью имеют существенный недостаток: когда
температура сильфона (по условиям работы) оказывается ниже, чем
в термопатроне, то насыщенные пары конденсируются в сильфон-
199

ной коробке, и термопатрон остается без жидкости, т. е. перестает
реагировать на изменение температуры. Во избежание этого объем
термопатрона делают настолько большим, что даже после
конденсации пара в сильфонной коробке часть жидкости оставалась
в термопатроне (рис. 88,а, справа). При этом давление в системе
соответствует давлению насыщенного пара над жидкостью,
оставшейся в термопатроне.
Недостатком парожидкостных манометрических термометров
является нелинейная зависимость между изменением температуры
и давления, что особенно существенно в низкотемпературных
установках, работающих в широком диапазоне температур.
Например, для термометров, заполненных фреоном-12 или
хлорметилом, при температуре —20° С /(' = 0,04, при +20° С
около 0,02 на 1°С.
Кроме того, абсолютное приращение давления на 1°С при
низких температурах очень мало и поэтому общая
чувствительность элемента снижается. Для повышения чувствительности
применяют агенты более высокого давления.
Манометрические термометры с твердым адсорбентом
(рис. 88,6) практически лишены недостатков, имеющихся у
парожидкостных термометров. В качестве газа применяют углекислоту.
Твердым адсорбентом служит активированный уголь. С
повышением температуры адсорбирующая способность угля снижается
и давление газа возрастает. Эти элементы имеют линейную
статическую характеристику в широком диапазоне (участок В—С). Они
могут работать при температуре сильфона более низкой, чем у
термобаллона, и выдерживают нагревание до высоких температур.
Длина капиллярной трубки у манометрических термометров не
превышает 3 м.
Для передачи сигнала на большие расстояния применяют
электрические элементы измерения температуры: термопары и
термометры сопротивления.
Термопары (рис. 88, в) представляют собой два проводника
(металлы А и Б), спаянные между собой на концах. Если
температура одного спая (tx) окажется ниже, чем другого (/г), то между
спаями возникает э.д. с, которая может быть измерена
чувствительным потенциометром или подана на вход усилителя
постоянного напряжения. Величина э.д. с. почти пропорциональна
разности температур спаев и зависит от материалов выбранной пары
металлов.
Для измерения низких температур применяют термопары из
меди и константа. В табл. 23 дана зависимость э.д. с. от
температуры одного спая, если температура другого спая равна 0°С [156].
Точное значение э.д.с. для различных температур устанавливают
тарировкой. При измерениях, как и при градуировке, один спай
должен иметь постоянную температуру @°С). Если температура
этого спая отлична от нуля, то возникает погрешность. При
использовании термопар в качестве чувствительных элементов
автоматических приборов устранение погрешности достигается
200

Таблица 23

Термопара
Медь-
констант ан
Хромель-
алюмель
Железо-
константан
—200
—5,541
—5,750
—8,270
Термо-э.
—150
—4,603
-4,810
—6,800
д. с. термо
| —100
—3,349
—3,490 |
—4,820
пар (в мВ) при температуре, °С
—50 | 0 50
—1,804
—1,860
—2,520
0
0
0
2,035
2,020
2,660
100 | 150
4,277
4,100
5,400
6,703
6,130
8,190
200
9,288
8,130
10,99
Примечание. Хромель—10% Сг, 9С% Ni; алюмель —95% Ni, 5%
Al, Si, Mn; константан — 60% Си, 40% Ni.
автоматической компенсацией (см. рис. 89, д). Термопары имеют
очень малую инерционность. Малые габариты позволяют
размещать их в труднодоступных местах.
Термометры сопротивления (проводниковые)' представляют
собой тонкую проволоку, намотанную на пластмассовый или
керамический каркас и сверху закрытую защитным кожухом
(рис. 88,г). Для измерения температур от —50 до +100°С
применяют медную проволоку диаметром 0,05—ОД мм. Для более
низких температур (до —200° С) или более высоких (до 500° С)
применяют платиновые термометры сопротивления.
Зависимость сопротивления металла (Rt) от температуры
(градуировка термометра) определяется начальным
сопротивлением проволоки при 0°С (Rq) и температурным коэффициентом
электрического сопротивления а 1/°С
Rt = R0eaAt Ом, (VI-6)
где Д? — отклонение от начальной температуры.
Практически с достаточной точностью можно ограничиться
двумя первыми членами разложения этой зависимости в ряд
Rt = Ro(l + aM) Ом. (VI—6, а)
В табл. 24 приведены значения R0 и а для некоторых типов
выпускаемых термометров.
Таблица 24
Термометр
Медный
»
Платиновый
а, 1/°С
4.3.10-3
4,3-Ю-3
3,9-Ю-3
3,9.Ю-3
Ом
53
100
46
100

Градуировка
23
24
21
22
Термометры сопротивления градуируются при определенном
сопротивлении подводящих проводов E или 10 Ом). Если
сопротивление проводов при измерении меньше градуировочного, то
вводят дополнительное сопротивление, чтобы общее сопротивление
201

было равно градуировочному. При длинной проводке, когда
сопротивление ее больше градуировочного, для устранения
погрешности применяют трехпроводную или компенсационную схему
(см. рис. 89,6).
Полупроводниковые термометры сопротивления, или термисто-
ры (рис. 88,г), имеют начальное сопротивление несколько тысяч
Ом. Поэтому сопротивление подводящих проводов не вносит
существенной погрешности в измерение, чувствительность терми-
Рис. 89. Измерительные схемы электрических термометров:
а — неуравновешенный мост, б — то же, трехпроводная схема, в — логометр,
г — компенсационная схема, д — схема с автоматической компенсацией
(автоматический потенциометр).
сторов примерно в 10—15 раз выше, чем у проводниковых
термометров. С повышением температуры сопротивление термисторов не
увеличивается, а уменьшается [значение а в формуле (VI—6)
будет со знаком минус]. Термисторы менее инерционны, чем
проводниковые термометры: значение постоянной времени у них
0,l-f-50 с, в то время как у термометров сопротивления от 20 с до
10 мин.
Недостаток термисторов — значительный разброс номинальных
значений R0 и а. Поэтому в измерительную схему вводят
добавочные сопротивления (одно последовательно с термистором,
другое— параллельно). При замене одного термистора другим
номинальное значение Rq регулируют последовательным
сопротивлением, а чувствительность а — параллельным.
Чувствительность всех электрических термометров зависит как
от типа термометра, так и от схемы измерения.
202

Наибольшую точность и стабильность дают проводниковые
термометры сопротивления. Погрешность измерения при
пользовании ими может быть менее 0,1° С. В паспорте выпускаемых
термометров сопротивления дается зависимость сопротивления от
температуры (в виде уравнения, графика или градуировочной таблицы).
Однако большие габариты термометров сопротивления часто не
позволяют производить измерения в труднодоступных местах,
а большая их инерционность мешает уловить быстроменяющуюся
температуру. В этих случаях целесообразнее применять термо«
пары.
Однако термопары имеют больший разброс показаний из-за
различного качества спая и нестабильности свойств применяемых
металлов. Поэтому при точных измерениях @,1° С и выше)
каждую термопару приходится градуировать. При большом количестве
термопар для облегчения измерений можно использовать общую
градуировочную таблицу, но перед этим необходимо проверить
каждую термопару, чтобы отклонения от табличных значений не
превышали допустимых. Большинство изготовленных термопар не
выходит за пределы отклонения 0,3—0,4° С.
При замерах небольшой разности температур (например,
рассола на выходе и входе в испаритель) величина э. д. с. термопары
мала, и относительная погрешность измерения увеличивается.
Для уменьшения погрешности применяют дифференциальные
термопары. Один спай у них воспринимает температуру t\,
Другой t2. Для увеличения э. д. с. можно включить несколько термопар,
соединенных последовательно, В этом случае нечетные спаи
крепятся там, где измеряется температура tu а четные —12. При этом
одноименные спаи необходимо тщательно изолировать ,друг от
друга.
Измерительные схемы включения электрических термометров
приведены на рис. 89. Широко используемые мостовые схемы
имеют большую чувствительность по сравнению с последовательным
или параллельным включением переменного сопротивления Rt
в цепь нагрузки (катушки) измерительного прибора RH.
Рассмотрим простейшую схему неравновесного моста (рис. 89, а)..
В диагонали моста в—г находится источник э. д. с. постоянного
тока Е. Когда соотношение между сопротивлениями R\Rz=R2Ru
падение напряжения на участке в—а равно падению напряжения
на участке в—б, т. е. потенциалы в точках а к б равны (Х/а— ^б),
и ток через сопротивление в катушке измерительного прибора не
проходит. Это соответствует начальному значению измеряемой
температуры. При увеличении температуры и сопротивления Rt сила
тока в цепи в—б—г уменьшится, потенциал в точке б возрастет
и через нагрузку (в диагонали б—RB—а) пойдет ток, который
вызовет отклонение стрелки чувствительного вольтметра.
При уменьшении температуры и сопротивления Rt ток через
нагрузку пойдет в обратном направлении. Показывающий прибор
градуируется при определенном сопротивлении подводящих
проводов ^о. Если значение R0 в схеме оказалось другим, то его мож-
203

но компенсировать изменением добавочного сопротивления /?к.
При изменении сопротивления проводов из-за изменения их
температуры возникает погрешность измерения.
Для устранения температурной погрешности применяют так
называемую трехпроводную схему (рис. 89,6). G увеличением
температуры сопротивление проводов в плечах в—б и г—б
увеличивается одновременно, что не отражается на условии равновесия
моста.
Для устранения погрешности, связанной с изменением
питающего напряжения, используют схему логометра (рис. 89, в). В этой
схеме измерительный прибор (логометр) имеет две катушки. Ток,
проходящий через катушку /?Н1, создает магнитное поле, которое
стремится (в результате взаимодействия с постоянным магнитом)
повернуть рамку со стрелкой вправо, а ток, проходящий через
катушку /?н2 —влево. Положение рамки со стрелкой определяется
только отношением силы токов (пД'г) и не зависит от напряжения
питания.
Более высокой чувствительностью обладает компенсационная
схема (рис. 89,г), называемая также схемой равновесного моста.
При изменении температуры и сопротивления Rt ручной
настройкой изменяют сопротивление в другом плече моста R$, пока ток
через катушку прибора не станет равным нулю (этот момент
фиксируется весьма точно). По положению движка реохорда /?з судят
об изменении Rt, т.е. об отклонении температуры. Погрешность от
температурного расширения проводов в этом случае не
устраняется. Для ее устранения используют трехпроводную систему.
Ручная настройка 'в схеме равновесного моста усложняет
замеры.
Широко применяются схемы с автоматической компенсацией.
На рис. 89, д показана такая схема применительно к измерению
температуры термопарой (автоматический потенциометр). В
начальном положении сопротивление Rs устанавливают так, чтобы
э. д. с. в диагонали моста а—б, создаваемая батареей Е, полностью
уравновешивала э.д. с. термопары. При этом ток через нагрузку
/?н (поляризованное трехпозиционное реле) равен нулю, и оба
контакта реле разомкнуты..При отклонении температуры от заданного
значения э. д. с. термопары изменяется, и через катушку реле
проходит ток. Один из контактов реле (например, верхний В)
замыкается, и электродвигатель вращает стрелку шкалы и одновременно
движок реохорда, изменяя соотношение сопротивлений R\ и /?2,
пока напряжение в диагонали а—б вновь не станет равным э.д.с.
термопары Et. Контакты реле разомкнутся, и двигатель
остановится. При этом положение стрелки шкалы соответствует новому
значению температуры. С понижением температуры направление
тока в катушке реле изменяется. Замыкаются нижние контакты
реле, и двигатель вращается в обратную сторону. Схема
потенциометра с автоматической компенсацией устраняет
температурную погрешность. Применение трехпроводной схемы здесь не
требуется.
204

УСТАНОВИВШИЕСЯ ЗНАЧЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ ОБЪЕКТА
Для определения установившихся значений температуры в
охлаждаемом объекте t0Q необходимо знать: 1) статическую
характеристику объекта, т. е. зависимость теплопритоков от температуры
в камере QH=f (*об); 2) статическую характеристику холодильной
машины Qxm=/ (^об).
Рис. 90. График для определения
установившихся значений
температуры в камере /об.
Ц4$4$ % 4&
Производительность компрессионной машины QXM или Qp
(производительность регулятора) можно определить по характеристике
компрессора и испарителя (стр. 292).
Теплопритоки (нагрузка) QH зависят не только от температуры
в камере, но и от других параметров (наружная температура tHj
мощность источников выделения тепла внутри камеры и др.)- Если
принять все эти параметры (кроме ?0б) постоянными и
максимальными, то можно найти QHmaKC = /(*об) (в первом приближении
эта зависимость линейная). График определения установившейся
температуры в холодильной камере приведен на рис. 90.
Пусть машина выбрана так, что ее холодопроизводительность
при заданной температуре в объекте t06o равна максимальным
теплопритокам QPo = QHm .
Тогда уменьшение теплопритоков до QH из-за снижения
нагрузочных параметров приведет к тому, что в камере установится
температура to6l (в точке / QHmin = Qpo).
Если снижение температуры объекта, вызванное уменьшением
нагрузки до минимума, не выходит за допустимые пределы,
определяемые технологическими или экономическими соображениями
(работа при низких температурах увеличивает удельный расход
электроэнергии), то регулирования температуры не требуется.
Необходимость регулирования температуры в
низкотемпературных установках может быть обусловлена следующими причинами:
значительными колебаниями тепловой нагрузки, вследствие
которых отклонения установившихся значений температуры to6l вы-
205

ходят за допустимые пределы; для обеспечения температуры в
объекте t060 необходимо снизить холодопроизводительность машины
с(?Ро до<3Р1 (точка Г);
запасом холодопроизводительности машины QPg по сравнению
с максимальной нагрузкой QHmax при to6o , обусловленным
градацией выпускаемых машин, а также возможностью снижения
холодопроизводительности машины в процессе эксплуатации; значение
Qp3 »A,2-M,8) QnmaK ; при наличии запаса
холодопроизводительности температура объекта установится в пределах *0б4 -+- 4б3;
чтобы точно поддерживать температуру to6o , надо иметь
возможность снижать холодопроизводительность от QPg до QPq (при
GO^Q* (пРи(Знт|п);
необходимость в отдельных случаях поддерживать в объекте
более высокую температуру tQf$2 по сравнению с расчетной fo6 ;
при более высоких температурах холодопроизводительность
машины больше, а нагрузка, как правило, меньше; чтобы
поддерживать в объекте температуру /o6jj , необходимо снизить
холодопроизводительность машины при максимальной нагрузке до QP2,
а при минимальной — до нуля.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ
В ОДНОМ ОХЛАЖДАЕМОМ ОБЪЕКТЕ
Способы изменения холодопроизводительности машины
При охлаждении одного объекта холодопроизводительность
компрессора в установившемся режиме равна холодопроизводитель-
Рис. 91. График снижения
холодопроизводительности машины Qxm за счет
уменьшения холодопроизводительно -
сти испарителя (до Q'o) или
компрессора (до QKM).
ности испарителя. Для регулирования температуры в объекте
холодопроизводительность машины в целом можно уменьшить
снижением производительности как испарителя, так и компрессора.
Тепло, отводимое испарителем
Q0 = kF(to6-t0).
Если уменьшить коэффициент теплопередачи испарителя k или его
поверхность F (например, уменьшением количества заполняюще-
206

го его холодильного агента), то снижение холодопроизводительно-
сти испарителя (рис. 91) от Q0 до Qo приведет к требуемому
снижению холодопроизводительности машины (от значения QIM до
Q'xi). Однако в этом случае температура кипения в испарителе t0
снизится от начального значения t0o до /0 •. Работа компрессора
при низкой температуре кипения менее экономична. Поэтому
целесообразнее полностью использовать возможности испарителя
(автоматически обеспечивая его оптимальное заполнение) и снижать
холодопроизводительность машины путем уменьшения
холодопроизводительности компрессора. На рис. 91 видно, что температура
кипения при этом возрастает с t0o до t0^.
Для снижения холодопроизводительности компрессора
низкотемпературных машин применяют дросселирование пара на
всасывании, периодический пуск и остановку компрессора, изменение
числа оборотов компрессора (плавное или многопозиционное) и отжим
всасывающих клапанов.
Дросселирование на всасывании
Простейшая схема регулирования температуры в камере
изменением производительности компрессора за счет дросселирования
на всасывании может быть осуществлена при помощи
пропорционального регулятора температуры ПРТ (рис. 92,а). При
уменьшении тепловой нагрузки и соответственно температуры в камере
*об давление в термобаллоне ПРТ уменьшается, и под действием
пружины клапан регулятора закрывается. При этом давление пара
перед компрессором рвс снижается, а удельный объем его vBC
увеличивается, что приводит к снижению производительности
компрессора. Кроме того, увеличение отношения давления нагнетания
к давлению всасывания приводит к уменьшению коэффициента
подачи компрессора, что также вызывает снижение
производительности компрессора.
Уменьшение количества пара, отводимого компрессором
(рис. 92, б) от Qkm0 До Qkm0", приводит к увеличению давления в
испарителе и температуры кипения ^0q до t0(j' . С уменьшением
разности до ^Об0—*о0' снижается количество тепла, отводимого
испарителем в соответствии с тепловой нагрузкой, т. е. с QH до QH.
В крупных холодильных машинах энергии чувствительного
элемента температуры для перемещения дроссельного клапана
недостаточно, поэтому в них применяют регуляторы непрямого дей-.
ствия, состоящие из двух приборов: пропорционального
регулятора температуры ПРТ и исполнительного механизма ИМ
пневматического действия (см. рис. 92, в). ПРТ служит только для
управления исполнительным механизмом (его часто называют пилотным
вентилем). При понижении /0б клапан ПРТ под действием пружины
закрывается. Вследствие этого количество пара, поступающего
через отверстие 3 на поршень-клапан 2, уменьшается. Установившее-
207

ся значение давления над поршнем-клапаном станет ниже,
поскольку оно определяется соотношением расхода пара через малое
отверстие 1 и поступлением его через отверстие 3 (большего
диаметра). Под действием пружины поршень-клапан поднимается,
Рис. 92. Регулирование температуры в камере изменением
производительности компрессора дросселированием на всасывании:
а, б, в —по температуре (а —прямое, б — статическая характеристика,
в — непрямое), г, а — косвенное (по давлению), г — схема, д — статическая
характеристика.
уменьшая при этом давление всасывания и увеличивая давление
и температуру в испарителе (до tQ ,).
Для регулирования температуры в объекте иногда применяют
косвенный метод регулирования (по давлению в испарителе). С
понижением тепловой нагрузки с QH до QH (см. рис. 92, гид)
температура в камере падает, что приводит к снижению давления в ис-
208

парителе р0. Это давление подается под мембрану
пропорционального регулятора давления ПРД. При уменьшении давления
пружина ПРД больше закрывает клапан, что приводит к
уменьшению давления над поршнем-клапаном ИМ и, следовательно, к
дополнительному дросселированию на всасывании в компрессор.
Уменьшение производительности компрессора до QkMo»
обеспечивает постоянное значение р0 (в пределах статической ошибки
регулятора) и температуры кипения tO0, Как видно из статической
характеристики такого способа регулирования (по давлению),
новое установившееся значение температуры объекта снизится с to60i
ДО *об0',т. е. на величину Д^0б. Величина этой ошибки возрастает^
если в процессе эксплуатации ухудшается характеристика
испарителя (например, снижается коэффициент теплопередачи испарителя
при нарастании инея). В связи с этим косвенное регулирование
температуры (по давлению) применяют только в тех случаях, когда не
требуется высокой точности поддержания данной температуры.
Изменение производительности компрессора для поддержания
заданного давления на выходе из испарителя обычно требуется
только в системах с несколькими испарителями, где температура
отдельных объектов регулируется изменением холодопроизводи-
тельности соответствующего испарителя.
В рассмотренных системах пилотные вентили обеспечивали
плавное (пропорциональное) регулирование. Если вместо ПРТ или
ПРД установить двухпозиционные пилотные вентили или
соленоидный вентиль, управляемый контактным термометром или
манометром, то и вся система будет двухпозиционной.
Изменение производительности компрессора дросселированием
на всасывании сравнительно мало экономично (см. рис. 96), тйк
как удельный расход энергии компрессора при пониженном
давлении всасывания увеличивается. Кроме того, увеличение степени
сжатия приводит к повышению температуры сжатых паров, а
иногда и к нарушению подачи смазки в результате резкого понижения
давления в картере и вспенивания масла.
Изменение производительности пуском и остановкой
компрессора
При цикличной работе компрессора снижение его
производительности достигается уменьшением времени работы и
увеличением времени стоянки компрессора. Средняя холодопроизводитель-
ность компрессора за весь цикл QKm = b QxMm . Коэффициент
рабочего времени Ь может меняться от 1 до 0. Производительность
компрессора определяется средним числом оборотов и средней
температурой кипения (за время работы).
При включении компрессора от камерного реле температуры с
дифференциалом Atfoe>0 цикл работы компрессора (рис. 93, а)
определяется тепловой нагрузкой. При максимальной нагрузке период
времени достижения температуры выключения длительнее, чем при
14 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
209

средней нагрузке. Увеличение продолжительности работы
компрессора приводит к снижению давления в момент отключения, а за
короткий период остановки давление к моменту включения не
успевает достаточно подняться. В результате среднее давление в
испарителе за цикл и средняя температура *0.ц ниже, чем при средней
нагрузке. Уменьшение тепловой нагрузки приводит к возрастанию
средней температуры кипения за цикл /0.ц.'
<«|
\л
Щ9
\ *#** QHM™ |
^Ш» ^^^^^У
**СР
ч»~
*нмин
^
t9iP0 Qhmokc
Рис. 93. Регулирование
температуры в камере
путем изменения холодо-
производительности
компрессора пуском и
остановкой:
а — от камерного реле
температуры, б — от реле
давления испарителя.
Косвенный метод поддержания температуры в камере путем
пуска и остановки компрессора в зависимости от давления в
испарителе (рис. 93, б) приводит к значительным отклонениям средней
температуры в объекте за цикл ?0б.ц от среднего установленного
значения /0б. При двухпозиционном регулировании (объект с
самовыравниванием) это отклонение несколько меньше, чем при
плавном: с увеличением тепловой нагрузки и времени работы
компрессора среднее давление за цикл становится меньше. При
плавном регулировании (за счет статической ошибки
пропорционального регулятора) увеличение производительности компрессора
достигается в результате некоторого увеличения давления в испарителе.
Метод изменения производительности пуском и остановкой
компрессора экономически выгоден, поскольку при отключенном ком-
210

прессоре расход энергии равен нулю, а при работе — близок к
оптимальному. Если обозначить удельный расход энергии машин при
максимальной нагрузке F=1) через s(s=l/e), а удельный
расход энергии в режиме сниженной производительности через sCH, то
экономичность метода изменения производительности можно
оценить относительным удельным расходом энергии
а = —. . (VI—7)
5СН
Так как при снижении тепловой нагрузки средняя температура
кипения за цикл ?0.ц в этом методе повышается, то sCH оказывается
меньше, чем s. При повышении температуры кипения на 1°С
удельный расход электроэнергии снижается на 2—3% B% при
температурах—70-^—60° С и 3% при — 20-г—Ю0С). Например, при
снижении нагрузки в 5 раз (й = 0,2) перепад температур i06—10 можно
снизить с 10 до 2° С, т. е. добиться о ж 0,86.
Однако практически удельный расход энергии при сниженной
нагрузке sCH в двухпозиционном регулировании несколько выше,
так как в моменты пуска компрессора затрачивается
дополнительная электроэнергия B—6%); большие значения относятся к более
частым включениям и двигателям большей мощности, у которых
время пуска достигает 20—30 с, т. е. примерно в 10 раз больше,
чем у мелких двигателей. Продолжительность пуска двигателей
домашних холодильников 0,2—0,3 с. В результате при
двухпозиционном регулировании снижение нагрузки до 20% вызывает
изменение g в пределах 0,95—1,05 (см. рис. 96).
Благодаря простоте и экономичности этот метод широко
применяется в компрессорах с асинхронными электродвигателями с ко-
роткозамкнутым ротором мощностью до 100 кВт.
При большой мощности возникновение резких толчков тока при
пуске компрессора отражается на работе соседних потребителей
энергии; поэтому его следует учитывать при проектировании
трансформаторной подстанции, питающей предприятие. Кроме того,
пуск крупного компрессора часто требует дополнительных
автоматических устройств.
Частые включения электродвигателя из-за повышенного
значения пускового тока приводят к перегреву обмотки и нарушению
прочности ее изоляции. Редкие включения компрессора
(уменьшение числа циклов) вызывают слишком большие динамические
колебания регулируемой температуры (или давления).
В системах с несколькими компрессорами (при данной
нагрузке циклично работает только один компрессор) амплитуда
колебаний регулируемого параметра уменьшается. Уменьшение
амплитуды колебания регулируемой температуры достигается также
применением двухскоростных двигателей (на два числа оборотов).
Однако такие двигатели конструктивно значительно сложнее обычных
и более громоздки. Если при двухпозиционном регулировании
колебания превышают допустимые значения отклонения регулируемой
температуры, следует применять способы плавного регулирования.
и*
211

Плавное изменение числа оборотов
электродвигателя компрессора
Плавное изменение числа оборотов позволяет довольно точно
обеспечить требуемую температуру объекта за счет плавного
увеличения температуры кипения. Этот способ более экономичен по
сравнению с двухпозиционным регулированием, так как средняя
температура кипения выше, чем при цикличной работе
компрессора и не происходит затраты энергии во время пуска. Однако потери
в приводных двигателях в режиме снижения их скорости
значительно возрастают по сравнению с потерями в номинальном
режиме.
Существуют различные способы изменения скорости
электродвигателей. В двигателях постоянного тока для увеличения или
уменьшения скорости изменяют напряжение на зажимах якоря.
В асинхронных двигателях с короткозамкнутым ротором изменяют
питающее напряжение с помощью регулирующих дросселей и
других устройств, но диапазон возможного изменения числа оборотов
в этих двигателях сравнительно невелик, а работа их при
сниженных оборотах малоэкономична.
Наиболее удобны для плавного изменения скорости
электродвигатели переменного тока с фазным ротором. Изменение скорости
достигается у них введением сопротивления или встречной э. д. с.
в обмотку ротора.
На рис. 94, а приведена схема плавного изменения числа
оборотов электродвигателя с фазным ротором (типа АК-Ю2-6М) при
помощи асинхронного вентильного каскада с инвертированием
энергии в сеть. Противо-э. д. с. от сети через трансформатор Тр,
управляемый выпрямитель (теристор) типа ВКДУ-150 и далее
через неуправляемый кремниевый выпрямитель ВКД подается в
обмотки ротора электродвигателя. Встречная э. д. с. уменьшает э. д. с.
наводимую статором в обмотках ротора. Вследствие этого
увеличивается скольжение и снижается число оборотов. Энергия
торможения через каскад вентилей и трансформатор возвращается снова
в сеть. Благодаря этому схема с инвертированием энергии
значительно экономичнее схем с введением в обмотку ротора
сопротивления или встречной э. д. с. от отдельного источника (без возвращения
энергии в сеть).
Схема управления кремниевым выпрямителем ВКДУ приведена
на рис. 94, б. При отклонении температуры в объекте t06 от
заданного значения ?Об0 возникающая соответственно разность
потенциалов АС/ (например, в диагонали моста) подается на вход
электронного регулятора ЭР (типа ЭР-С-59). Регулятор имеет двух-
каскадный фазочувствительный усилитель, выходное
поляризованное реле и канал обратной связи. Если температура в камере
выше заданной, то выходное реле замкнет свой верхний контакт и
включит моторный потенциометр МП, направление вращения
которого создаст на выходе необходимый потенциал управления UY.
Этот потенциал подается на базу (сетку) теристоров и изменяет
212

угол их отпирания, т. е. изменяет среднее значение силы тока в
обмотках ротора. Одновременно с включением моторного
потенциометра выходное реле ЭР включает сигнал обратной связи, который
вызывает изменение смещения на сетке усилителя, направленное
навстречу основному сигналу. Через определенное время
(зависящее от настройки) его действие будет подавлено, и выходное реле
UP
ВКДУ
ьобв
t06
ЗУ
43
эс
—>.
ЭР
МП
. ?
Рис. 94. Схема асинхронного вентильного каскада для
плавного изменения числа оборотов электродвигателя
компрессора:
а — включение вентильного каскада с инвертированием энергии
в сеть, Д — асинхронный двигатель с фазным ротором
(АК-Ю2-6М), ВКД — неуправляемый кремниевый выпрямитель,
ВКДУ — управляемый кремниевый выпрямитель, ДР — дроссель,
Тр — трансформатор; б — блок-схема управления каскадом,
ЗУ — задающее устройство, ЧЭ — чувствительный элемент,
ЭС — элемент сравнения, ЭР — электронный регулятор (ЭР-С-59),
МП — моторный потенциометр.
отпустит. Если через некоторое время сигнал на входе усилителя
остался того же знака (т. е. ^об>^об0Хто поступит второй
импульс на выходное реле, и моторный потенциометр дополнительно
изменит потенциал управления, пока не установится требуемая
температура.
Приведенная схема позволяет плавно изменять число оборотов
компрессора (АУ200, ДАУ100) с 960 до 500 об/мин. Дальнейшее
снижение производительности достигается остановкой компрессора
(переходом на двухпозиционное регулирование).
213

Отжим всасывающих клапанов
Отжим всасывающих клапанов позволяет отключить один или
несколько цилиндров компрессора, т. е. обеспечить
многоступенчатое снижение производительности компрессора. Этот метод менее
экономичен по сравнению с двухпозиционным регулированием
температуры пуском и остановкой компрессора, так как при отжиме
всасывающих клапанов компрессор продолжает работать, затра-
.1
. От шитого
\ нижа
Рис. 95. Устройство для отжима всасывающих клапанов от
давления масла.
чивая мощность на трение в отключенной группе цилиндров (см.
кривую 2 на рис. 96), однако более экономичен,, чем при
дросселировании на всасывании.
Отжим всасывающих клапанов предусматривают при
проектировании конструкции компрессора. Отжим клапанов можно
осуществить при помощи электромагнитного привода, давления пара
со стороны нагнетания и другими способами.
Схема отжима всасывающих клапанов (с предварительным
дросселированием на всасывании) при помощи давления масляного
насоса, применяемая фирмой «Сталь» (Швеция) для изменения
производительности одноступенчатых и двухступенчатых фреоновых
компрессоров холодопроизводительностью от 116 000 до 464 000 Вт
Г1491 приведена на рис. 95. Масло подается масляным насосом
к регулятору давления 9, затем через шариковый клапан на смазку
компрессора, а через дроссельную трубку 10— в распределитель //
и управляющий вентиль 14 (ПРД). При понижении давления
всасывания (производительность компрессора выше требуемой) клапан
214

ПРД под действием пружины открывается. Масло больше
перепускается на сторону всасывания, и его давление рш в
распределителе и в полости 5, куда оно поступает из распределителя,
снижается. Под действием пружины 2 регулятора 1 муфта регулятора 4
опускается и штифты 7 начинают постепенно перекрывать
всасывающие отверстия, осуществляя дросселирование на всасывании,
а затем доходят до клапана 8 и полностью его отжимают, отключив
правый цилиндр. При этом полость цилиндра соединяется с по-
Рис. 96. . Зависимость относительного
расхода энергии s/sCn от нагрузки при
различных способах изменения холодо-
производительности компрессора:
1 — пуском—остановкой, 2 — отжимом
всасывающих клапанов с дросселированием на
всасывании (участок АБ), 3 — дросселирование
на всасывании, 4 — перепуском сжатых паров
на сторону всасывания, 5 —плавным
изменением числа оборотов.
лостью всасывания через отверстия 6 и обратный клапан 3 (на
рис. 95 соответствует положению регулятора в левом цилиндре,
отключенном раньше). Если производительность компрессора мала,
то возрастающее давление масла рш отпускает всасывающий
клапан правого цилиндра, перемещает поршень 12 регулятора влево
(отжав пружину 13) и попадает в регулятор правого цилиндра.
Муфта регулятора резко перемещается вверх, и цилиндр № 1
вводится в действие. Таким образом, в одном цилиндре (№ 2)
осуществлено плавное изменение производительности (дросселированием),
в другом (№ 1) —практически ступенчатое. На рис. 96 приведена
характеристика изменения производительности девятицилиндрового
W-образного компрессора C90 000 ккал/ч, 575 об/мин, кривая 2).
На участке АБ работают все 9 цилиндров, но в трех плавно
увеличивается дросселирование на всасывании. В точке Б эти три
цилиндра отключаются отжимом всасывающих клапанов. В точке В
отключаются еще два цилиндра и в точке Г — еще один. Изменение
производительности на участках Б—В и В—Г определяется
временем отключения соответствующих цилиндров.
Отжим всасывающих клапанов от давления масла упрощает
также пуск компрессора: пока масляный насос не создает не-
18
1,6
V*
%2
1
ь
\2}а
V
TIIIIIIIIIIIMIII
V
3
^0
ДЩДШДДЩ ШШДДДЯПП
Г 5
jlNj,
|
20 40 60 80
ШоОопроцзбодштлъностъ, %
215

обходимого давления масла, всасывающие клапаны отжаты, и
компрессор работает без нагрузки.
Отжим всасывающих клапанов электромагнитом,
осуществленный в машине ХМ ФУУ80-1РЭ (кривая 2а), по экономичности
примерно равен отжиму всасывающих клапанов давлением масла.
ДИНАМИКА ИЗМЕНЕНИЯ ТЕМПЕРАТУРЫ
В ОХЛАЖДАЕМОМ ОБЪЕКТЕ
С изменением тепловой нагрузки установившееся значение
температуры в объекте принимает новое значение. Чтобы определить
продолжительность перехода ;из одного установившегося состояния
в другое и характер изменения температуры в переходном периоде,
необходимо составить и решить систему дифференциальных
уравнений, описывающих работу всех узлов системы автоматического
регулирования: испарителя с компрессором (т. е. холодильную
машину, представляющую собой регулирующий орган для отвода
тепла), охлаждаемого объекта (низкотемпературная камера) и
регулятора температуры, управляющего изменением холодопроизводи-
тельности машины.
Для упрощения расчетов примем, что давление конденсации и
температура перед регулирующим вентилем постоянны. В
испарителе поддерживается постоянный уровень жидкости (например,
поплавковым регулятором), обеспечивающий использование всей
теплопередающей поверхности.
Дифференциальное уравнение холодильной машины найдем из
уравнения материального баланса испарителя: разность между
количеством пара Ми, образованного при кипении жидкости за время
dxy и количеством пара Мкм, отводимого компрессором за то же
время, т. е. изменение общего количества пара на величину dM,
вызывает изменение давления в испарителе, а следовательно, и
температуры кипения. В приращениях исходное уравнение баланса
ДМи dx — ДАГКм d% = dM. (VI—8)
Количество образуемого в испарителе пара в единицу времени
&МИ - — - , (VI-9)
г
где г—скрытая теплота парообразования холодильного агента;
QH = kF(to6—*о) —тепло, отводимое от объекта.
Поскольку отклонение от. равновесного состояния может быть
вызвано изменением /0 и /0б
Д(?; - kFti to6 - kFA t0, (VI-10)
QH—тепло холодильного агента, поступающего в испаритель через
регулирующий вентиль РВ (с температурой перед РВ tu)
<?=л*.М'«-'о)-
216

Количество поступающего агента при постоянном заполнении
испарителя
.. Q* kF (to6 -10)
Ма=— = .
Обозначим
— (tu-t0) = K1.
Яо
Будем считать, что К\ при небольших отклонениях А/0 не
зависит от t0, т. е. К\ = const. Тогда
е>^('об-<о)*1
и аналогично уравнению (V—10):
Q; - kFKx Моб - kFKx AtQ. (VI—11)
Тепло, отведенное от жидкого агента, наполняющего испаритель,
в количестве та и от металла самого испарителя массой тт при
снижении температуры кипения на dt0 за время d% равно
< = ("*'* +"шс1%- <VI~12>
Количество пара, отводимого компрессором,
^км = —— - ^км (*, t0 + а), (VI—13)
где /Сг и а—коэффициенты, принятые из условия, что в небольшом диапазоне
температур отношение K/vBc пропорционально температуре кипения.
В уравнении (VI—13) имеется два переменных параметра:
температура кипения и секундный объем компрессора, которым можно
регулировать температуру кипения. Разлагая эту функцию двух
переменных в ряд Тейлора в точке A/км0 , t0o) и ограничиваясь
линейными членами разложения, получим
А^Км = (К2 \ + a) ДУКм+ *2 УКщ А^0. (VW3,c)
Увеличение массы образуемого в испарителе пара на величину dM
при постоянном паровом объеме испарителя Уи приводит к
увеличению его плотности р", а следовательно, давления и температуры
кипения
dM = Уя dp" = УИ К3 dh • (VI—14)
Подставляя в исходное уравнение (VI—8) значения АМИ [с учетом
уравнений (VI—10) — (VI—12)], АТИКм и dM, получим
kFjl+Кг) А/ - kFjl+Кг) ' таса + тИсИ
: А^0б dx — At0dT — di0 —
Г Г Г
- (К, t0o+ а) ДККм - К% УКщ AtQ= Уи К, dt0t (VI—15)
Обозначим
tf*a са + тя ся-\~гУИ /С3 — В —теплоемкость системы, содержащей холодильный
агент;
217

kF(l+K{)=Л— характеристика испарителя, автоматически заполняв*
мого холодильным агентом.
Тогда уравнение, описывающее совместную работу испарителя
с компрессором, примет вид
dAL
В^ + (Л + К2 УКщ г) % + (*« 4+ а) гАККм - AAto6 - 0. (VI—16)
Дифференциальное уравнение охлаждаемого объекта (с грузом
массой т и теплоемкостью с) аналогично уравнению (V—12)
AQH-AQ'H = mc^f- . (VI-17)
Тепловая нагрузка в общем случае складывается из теплоприто-
ков через ограждения и внутренних теплопритоков QBH. Аналогично
уравнению (V—14)
AQH = korForAtH — kor For Ato6 + AQBH. (VI—17, a)
Подставив в уравнение (VI—17) значение тепловой нагрузки
AQH и тепло, отводимое испарителем AQ^ (из уравнения V—10),
получим уравнение объекта
dAtnd
— kK Fu At0 + тс —-— + (kor For + Attt + AQm. (VI—18)
ах
Дифференциальное уравнение регулятора температуры легко
получить, если принять, что величина выходного параметра
чувствительного элемента АХ [см. уравнение (VI—3)] пропорционально
изменяет объем, описываемый поршнями компрессора, VKM
Грег 1<^1 + AVKM - KpQrAto6 = 0. (VI—19)
Полученная система дифференциальных уравнений (VI—16,
VI—18 и VI—19) позволяет определить динамику изменения
температур объекта и кипения при изменении нагрузочных
параметров /н и Qbh. Для решения системы из уравнения (VI—19) после
интегрирования можно найти AVkw = /(Д?0б и т) и подставить ДУкм
в уравнение (VI—16). Из этого же уравнения можно исключить
Д^о и dAto/di, подставив их выражения, полученные из уравнения
(VI—18). Таким образом, уравнение (VI—16) сведется к
уравнению вида (V—1), т. е. мы получим зависимость температуры
объекта и ее производных от нагрузочных параметров (tn и QBH).
Задавшись ступенчатым изменением одного из нагрузочных
параметров, после интегрирования этого уравнения найдем переходный
процесс изменения t0Q. Аналогично находится процесс изменения
дополученная система дифференциальных уравнений может быть
использована также для определения пускового периода
низкотемпературной установки. Для этого надо исключить из системы
уравнение регулятора (VI—19) и решить совместно уравнений
(VI—16) и (VI—18) г считая А/н=0 и AQBh=0 и принимая за
нагрузочный параметр АУкм= Vkm.
218

РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ В НЕСКОЛЬКИХ ОБЪЕКТАХ
ПРИ НЕПОСРЕДСТВЕННОМ ОХЛАЖДЕНИИ
При непосредственном охлаждении нескольких объектов
температуру в каждом из них нельзя регулировать изменением
холодопроизводительности компрессора, так как она должна быть равна
сумме теплопритоков во все объекты. Автоматическое изменение
холодопроизводительности компрессора обеспечивает только
постоянное давление всасывания (точнее на выходе из испарителей).
Pg const, f
Рис. 97. Схемы способов регулирования холодопроизводительности
батарей непосредственного охлаждения:
а — изменением коэффициента теплопередачи; б и в — плавным и двухпози-
ционным изменением поверхности охлаждения; г и д — плавным и двухпози-
ционным изменением давления (температуры) кипения.
Регулирование температуры /0б в каждом объекте достигается
изменением холодопроизводительности испарителей путем изменения
коэффициента теплопередачи kt поверхности испарителя F или
температуры кипения t0
Q0=*kF(to6-t0). (VI-20)
При двухпозиционном изменении коэффициента теплопередачи
за счет пуска и остановки вентилятора (рис. 97, а) среднее его
значение определяется по формуле
Ада *ртр + *,тн ац +A-ц*н> (VI—21)
Тц
где &р и kH— коэффициенты теплопередачи при работе и остановке
вентилятора [Ар» C-4)А.];
тр» тн и тц — длительность рабочей части, нерабочей и всего цикла.
Изменяя коэффициент рабочего времени b от 0 до 1, можно
варьировать k в пределах от kv до kH. TPB в этой схеме применяется
только для регулирования заполнения испарителя. Снижение k
приостановке вентилятора может привести (без ТРВ) к переливу жидкости
219

через испаритель и попаданию ее в компрессор. В схемах, где
попадание жидкого агента в компрессор исключается (например, в
насосных схемах с циркуляционным ресивером), ТРВ не требуется.
В схеме, приведенной на рис. 97, б, пропорциональный
регулятор температуры ПРТ при повышении t06 плавно уменьшает подачу
холодильного агента в испаритель. Это приводит к уменьшению
поверхности теплообмена между кипящей жидкостью и внутренними
стенками испарителя. В расчетах часто принимают поверхность
теплообмена F постоянной. Тогда снижение уровня жидкости
вызывает уменьшение k. Однако при составлении дифференциальных
уравнений испарителя удобнее считать переменной поверхность
теплообмена.
Широкое применение получила схема двухпозиционного
изменения поверхности испарителя соленоидным вентилем на входе
(рис. 97, в). Соленоидный вентиль отключается камерным реле
температуры РТ (обычно через промежуточное реле РП) при
достижении заданного значения /0б- ТРВ в данной схеме, как и в схеме
на рис. 97, а, служит для регулирования заполнения испарителя при
открытом СВ во избежание переполнения испарителя. При
закрытии СВ агент, оставшийся в испарителе, выкипает (F=0),
однако продолжительность выкипания, особенно в затопленных
испарителях и испарителях большой емкости, сравнительно велика. Это
инерционное запаздывание вызывает увеличение амплитуды
колебания температуры охлаждаемого объекта.
Для уменьшения колебания температуры иногда устанавливают
СВ на выходе из испарителя. Тогда изменение холодопроизводи-
тельности достигается за счет среднего значения температуры
кипения: при открытом СВ /о соответствует рЪСу а при закрытом —
давление в испарителе быстро достигает соответствия с t0§. Недостаток
этого способа — большие размеры СВ, так как выходной диаметр
испарителя обычно выше, чем входной.
Более точное регулирование /0б достигается плавным
изменением температуры кипения дросселированием пара на выходе из
испарителя при помощи ПРТ (рис. 97,г). Для больших диаметров
трубопровода ПРТ можно использовать как прибор, управляющий
исполнительным механизмом (см. рис. 97, в).
Применение этой схемы особенно целесообразно в тех случаях,
когда повышение температуры кипения выгодно по
технологическим причинам (повышение относительной влажности и
уменьшение усушки продуктов, меньшее выпадение инея на
испарителе) .
Менее целесообразна схема косвенного регулирования
температуры в камере по давлению (рис. 97,5). При понижении t0Q
давление в испарителе падает, и двухпозиционный регулятор давления
ДРД перекрывает выход из испарителя. Давление повышается и
снижает холодопроизводительность испарителя. Регулирование
температуры в камере по давлению приводит к значительно
большим отклонениям температуры от заданного значения.
220

(VI—22, а)
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ В КАМЕРАХ
ПРИ РАССОЛЬНОМ ОХЛАЖДЕНИИ
При снижении тепловой нагрузки в одну из камер для
поддержания заданной температуры необходимо снизить холодо-
производительность рассольной батареи.
Тепло, отводимое рассольной батареей
Qp = kFQ, (VI—22)
а ('об — 'р,) — ('об — fpg)
где 9 = Щ Z2L.
Гоб — *pi
In
'об — 'р2
Значение Qp можно выразить через среднюю температуру
рассола
fp=s'pi + *Pi , (VI-22,6)
учитывая, что
Qv = Mpcp(tp%-tPl), (VI-22,6)
и исключив из приведенных уравнений tp и tP2 , после
преобразований получим
kF
Qp = 2Л1р ср (to6 - tp) JjjP (VI-23)
exp——+1
MpCp
или в линейном приближении с точностью до 7г ( )
\ Мрср I
QP~ /°б~*; ¦ <VI-23,a)
?F 2AfpCp
При замене в уравнении (VI—22) среднелогарифмической
разности температур среднеарифметической [151], получаем
аналогичную, но менее точную фррмулу
'об-';
1
kF 2MpCp
Из уравнения (VI—24) видно, что количество отводимого тепла
Qp при постоянных значениях '0б и tp можно изменять, воздействуя
на коэффициент теплопередачи k, поверхность испарителя F или
количество циркулирующего рассола Мр. Некоторые практические
способы изменения указанных параметров приведены на рис. 98.
Изменение среднего значения коэффициента теплопередачи [см.
уравнение (VI—21)] можно получить за счет коэффициента
рабочего времени вентилятора (рис. 98, а).
221
Qp =* /об Гр/ . (VI-24)

Способ изменения средней поверхности батарей показан на
рис. 98,6. При снижении температуры до заданного предела реле
температуры РТ открывает СВ, и рассол, пройдя только по нижней
батарее, сливается. Среднее значение поверхности, участвующей
в теплообмене за весь цикл, определяется формулой, аналогичной
F
(VI—21), и меняется в пределах от F до —.
На рис. 98, в снижение температуры камеры приводит к плавному
уменьшению подаваемого холодного рассола.
Рис. 98. Схемы способов регулирования холодопроизводительности
рассольных батарей;
а—изменением коэффициента теплопередачи; б — изменением охлаждающей
поверхности; в и г — плавным и двухпозиционным изменением количества пода:
ваемого рассола.
Наибольшее распространение получила схема двухпозицион-
ного изменения количества подаваемого рассола (рис. 98,г).
Соленоидный вентиль периодически включается и выключается от реле
температуры РТ. При этом среднее количество поступающего
рассола mp=rap г 6, где Ь — коэффициент рабочего времени.
ГЛАВА VII
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЗАПОЛНЕНИЯ ИСПАРИТЕЛЕЙ
И ДАВЛЕНИЯ КОНДЕНСАЦИИ
СХЕМЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ ЗАПОЛНЕНИЯ ИСПАРИТЕЛЕЙ
Способы контроля степени заполнения испарителей
Наиболее эффективная работа испарителя достигается при
соприкосновении холодильного агента со всей теплопередающей
поверхностью аппарата. При проектировании испарителей принимают
определенную разность между температурой объекта и
температурой кипения (9 =/об—h) исходя из условия минимальных размеров
222

компрессора и испарителя. Расчет ведется на максимальную
тепловую нагрузку. При уменьшении тепловой нагрузки количество
выкипающего агента снижается. Если при этом жидкость поступает
в том же количестве, то испаритель переполняется. В некоторых
схемах переполнение испарителя может привести к попаданию
жидкости в компрессор, что снижает его холодопроизводительность
и создает опасность гидравлического удара. В таких схемах с целью
поддержания оптимального заполнения необходимо регулировать
поступление холодильного агента в испаритель, т. е. уменьшать
количество подаваемой жидкости в соответствии с уменьшением
тепловой нагрузки.
В схемах с одним испарителем оптимальное заполнение
достигается при условии смачиваемости всей поверхности испарителя;
при этом жидкость не должна переливаться через испаритель. При
уменьшении заполнения испарителя компрессор работает на
пониженном давлении, т. е. его работа неэкономична.
В схемах с несколькими испарителями давление на всасывании
поддерживается постоянным. Поэтому при уменьшении тепловой
нагрузки в одной из камер холодопроизводительность испарителя,
необходимая для поддержания требуемой температуры ?0б, может
быть снижена как путем повышения давления в данном испарителе
(дросселированием на выходе) или сокращения смачиваемой
поверхности (уменьшения подачи агента дросселированием на входе).
В последнем случае специального регулирования заполнения не
требуется: оптимальным будет заполнение испарителя, которое
обеспечивает требуемую температуру в объекте.
В испарителях затопленного типа (с нижней подачей) степень
заполнения можно контролировать по уровню жидкости. Однако
величина смачиваемой поверхности определяется не только уровнем,
но и тепловой нагрузкой: при интенсивном кипении полная
смачиваемость поверхности трубок достигается при значительно более
низком уровне. Например, в кожухотрубных фреоновых
испарителях, полная смачиваемость испарителей при интенсивной
нагрузке достигается при высоте уровня 30—40%.
Более точное представление о степени заполнения дает перегрев
пара на выходе из испарителя, хотя на величину перегрева при
данной степени заполнения влияют и другие факторы (температура
кипения, коэффициент теплопередачи паровой части испарителя
и др.).
В прямоточных («сухих») испарителях нет определенного
уровня. Поэтому регулировать степень заполнения можно только по
перегреву.
В схемах с одним испарителем уменьшение уровня в испарителе
приводит к повышению уровня на стороне высокого давления. При
отсутствии ресивера переполнение конденсатора уменьшает его
поверхность, что приводит еще к увеличению давления.
Переполнение конденсатора позволяет осуществить косвенное регулирование
заполнения испарителя (по уровню в конденсаторе), а увеличение
давления — применять дроссельные устройства постоянного се-
223

чения, используя свойство самовыравнивания системы (при
уменьшении заполнения испарителя повышенное давление
конденсации увеличит подачу агента в испаритель).
Кроме того, в системах с одним испарителем можно
регулировать заполнение испарителя также по возмущению (по
количеству отсасываемого пара). К такому типу регуляторов относятся
постоянные сечения в сочетании с соленоидными вентилями и
регуляторы типа ПР-1. Регулирование заполнения испарителя по
возмущению можно осуществить также, используя в качестве датчика
диафрагму на всасывающей линии, при этом давление до и после
диафрагмы, характеризующее расход пара, подается на мембрану
и под мембрану исполнительного механизма (например, ТРВ с
внешним выравниванием).
В системах, в которых возможность попадания жидкости в
компрессор исключена, оптимальное заполнение испарителей
обеспечивается без регулирования: в испаритель подается постоянное
количество жидкости, соответствующее максимальной нагрузке, а при
уменьшении нагрузки неиспарившаяся жидкость переливается из
испарителя и снова подается на вход.
Основные способы подачи агента в испаритель
Жидкий холодильный агент со стороны высокого давления /?к
поступает через дросселирующий орган на сторону низкого
давления /?0 под действием разности этих давлений рк—р0. При этом
жидкость может поступать непосредственно в испаритель (рис. 99, а)
или в сосуд низкого давления (отделитель жидкости О Ж,
циркуляционный ресивер ЦР). В последнем случае непосредственное
заполнение испарителей может осуществляться под напором столба
жидкости (рис. 99,6), циркуляционным насосом (рис. 99, в) или
комбинацией этих методов (рис. 99,г).
При заполнении нескольких испарителей под действием разности
давлений рк—р0 (рис. 99, а) регулирование заполнения отдельных
испарителей осуществляют регуляторами перегрева ТРВ с
внутренним 1 или внешним 2 выравниванием. При наличии в испарителе
свободного уровня в аммиачных холодильных машинах (кипение
менее интенсивно, чем во фреоновых) применяются поплавковые
регуляторы 3 или другие регуляторы уровня.
Для равномерного распределения парожидкостной смеси при
питании нескольких параллельных секций одного испарителя или
нескольких испарителей, работающих при одинаковой тепловой
нагрузке, обычно применяют один ТРВ со специальным
распределительным устройством РУ. Так как общее сопротивление
значительно увеличится, необходимо применять ТРВ только с внешним
выравниванием.
При большом количестве испарителей (более трех) подача
жидкости за счет разности давлений (наиболее простая схема)
нецелесообразна. Необходимость расположения регулятора перед
каждым испарителем повышает стоимость установки и снижает на-
224

дежность ее работы, Отказ одного из приборов может вызвать
переполнение испарителя и влажный ход компрессора.
В схемах с заполнением испарителей под действием столба
жидкости (см. рис. 99,6) не требуется установки автоматического
регулятора перед каждым испарителем. Отделитель жидкости ОЖ
устанавливается выше всех испарителей с таким расчетом, чтобы
напор Д# обеспечил подачу жидкости в испарители при максималь-
Рис. 99. Схемы заполнения испарителей:
а — под действием разности давлений конденсации и кипения;
б — под напором столба жидкости; в — циркуляционным
насосом; г — комбинированная.
ной тепловой нагрузке. С уменьшением нагрузки уровень жидкости
в паровом коллекторе ПК возрастает, что приводит к уменьшению
напора АЯ и автоматически снижает подачу жидкости в испаритель.
Равномерное распределение жидкости в испарителях, находящихся
на разных уровнях, достигается соответствующим начальным
прикрытием вентилей перед ними. При автоматическом
заполнении испарителей (за счет самовыравнивания) необходимость
регулирования заполнения отделителя жидкости сохраняется, так
как уменьшение тепловой нагрузки (суммарной) приводит к
повышению уровня в ОЖ и попаданию агента в компрессор.
Ограниченное заполнение системы агентом или перелив избытка
жидкости в дренажный ресивер не реЩает вопроса, так как
15 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
225

после дросселирования всей жидкости из конденсатора в
отделитель жидкости через РВ поступают горячие пары, что снижает
экономичность установки. Поэтому в схемах, в которых жидкость
поступает не в испаритель, а в сосуд низкого давления,
предусмотрено автоматическое регулирование уровня в отделителе жидкости
или циркуляционном ресивере. В качестве регулятора использовано
поплавковое реле уровня (например, типа ПРУ-4) с соленоидным
вентилем перед РВ. При повышении уровня реле разрывает цепь
питания катушки СВ, и подача жидкости через РВ прекращается.
Недостаток схемы питания испарителей под напором столба
жидкости — влияние столба жидкостц на температуру кипения —
очень существен для низкотемпературных установок (при темпе-
ратурах кипения ниже—40-: 50°С). Кроме того, при резком
повышении тепловой нагрузки возникает опасность гидравлического
удара. Поэтому на крупных установках в последние годы их не
применяют. При подаче жидкости в испаритель' циркуляционным
насосом (см. рис. 99, в) эти недостатки устраняются. В этой схеме,
как и в предыдущей, регулятора для заполнения отдельных
испарителей не требуется. Стабилизация оптимального заполнения
достигается за счет избытка количества подаваемой жидкости.
Количество жидкости, подаваемой насосом из циркуляционного ресивера в
испаритель, более чем в 2—3 раза превышает количество жидкости,
выкипающей при максимальной тепловой нагрузке. Неиспарившая-
ся жидкость вновь сливается в циркуляционный ресивер. При
снижении тепловой нагрузки увеличивается количество неиспарившей-
ся («вторичной») жидкости, а заполнение остается стабильным
(оптимальным). Диаметр трубки Т достаточно велик, чтобы
обеспечить отвод пара из испарителей в отделитель жидкости и далее
в компрессор, не препятствуя стеканию вторичной жидкости в
ресивер. Отделитель пара ОП, установленный перед насосом,
обеспечивает бесперебойную его работу.
Снижение тепловой нагрузки вызывает переполнение
циркуляционного ресивера и может привести к попаданию жидкости в ОЖ
и компрессор. Поэтому регулирование заполнения ЦР необходимо.
В качестве регулятора использовано реле - уровня (например,
МЭСУ-1К) в комплекте с соленоидным вентилем. Когда уровень
достигнет верхнего датчика, выходное реле отключит СВ, и подача
жидкости через РВ прекратится. При достижении нижнего
датчика СВ снова откроет проход.
Преимущества насосной схемы по сравнению со схемой
заполнения испарителя под напором столба жидкости следующие:
более низкая температура кипения (из-за отсутствия столба
жидкости);
увеличение коэффициента теплопередачи за счет большей
скорости циркулирующей через испаритель жидкости;
меньшая вероятность попадания жидкости в компрессор (ОЖ
при работе практически пустой).
Для более равномерного распределения жидкости в испарителе
насосные схемы иногда применяют в сочетании с заполнением испа-
226

рителей под напором столба жидкости (рис. 99, г). Для этого на
каждом этаже ставят уровнедержатели У. Жидкость подается
насосом в верхний уровнедержатель и из него поступает во все
испарители этого этажа. По переливной трубке избыток жидкости
попадает в нижний уровнедержатель и т. д. Из последнего уровнедер-
жателя жидкость снова сливается в циркуляционный ресивер.
Во всех рассмотренных схемах подачу жидкого холодильного
агента в испарители можно осуществлять снизу и сверху. При
нижней подаче (у затопленных испарителей) соприкосновение
жидкости с теплопередающей поверхностью обеспечивает наиболее
высокий коэффициент теплопередачи.
В испарителях с верхней подачей (без избытка) капли
жидкости, находящиеся в газовом потоке, не полностью смачивают
поверхность стенок/Поэтому коэффициент теплопередачи
испарителей с верхней подачей на 25—35% ниже, чем у затопленных [150].
При параллельном заполнении нескольких секций коэффициент
теплопередачи оказывается еще ниже. Из-за неравномерности по-
дачи в отдельные секции он снижается примерно вдвое по
сравнению с затопленными испарителями [152]. Несмотря на это в
настоящее время предпочитают схемы с верхней подачей, имеющие
ряд преимуществ: 1) значительно снижается общее количество
агента в системе, 2) поверхность испарителя почти не
замасливается, 3) устраняется влияние гидростатического столба жидкости
на температуру кипения, 4), исключается возможность резкого
выброса жидкости из испарителей при интенсивных тепловых нагрузках
(в схемах с нижней подачей пар при движении может выталкивать
жидкость), 5) улучшается возврат масла в компрессор.
В насосных схемах при 5—6-кратном избытке жидкости,
циркулирующей через испаритель, коэффициент теплопередачи при
верхней подаче почти такой же, как и у затопленных испарителей.
В малых низкотемпературных установках при подаче жидкости
в испаритель под напором разности давлений для увеличения
коэффициента теплопередачи и большей компактности испарителя
иногда применяют схемы с нижней подачей.
В кожухотрубных испарителях с орошением схема с верхней
подачей жидкости не обеспечивает хорошей смачиваемости
поверхности. Поэтому в них также целесообразнее применять нижнюю
подачу. При нижней подаче в затопленные кожухотрубные
испарители пар, образующийся при дросселировании, усиливает
конвекцию и улучшает теплопередачу.
Рассмотренные схемы заполнения испарителей обычно
дополняются автоматическим регулированием температуры в камерах
(чаще всего реле температуры и соленоидный вентиль на входе в
испаритель). Предусматривают возможность подачи в испаритель
горячего пара для периодического оттаивания испарителя. На
отделителях жидкости и циркуляционных ресиверах, кроме
автоматического регулирования уровня, имеются приборы защиты, которые
в случае отказа регулятора уровня и переполнения сосуда
останавливают компрессор.
15*
227

РЕГУЛИРОВАНИЕ УРОВНЯ
Для регулирования уровня в низкотемпературных установках
применяют реле уровня и регуляторы непрерывного действия
(прямого и непрямого).
Реле уровня
Реле уровня преобразуют изменение уровня, воспринимаемое
чувствительным элементом, в замыкание или размыкание
электрических контактов. Выходные контакты реле включают
исполнительный механизм подачи жидкости (обычно соленоидный вентиль) или
электрическую сигнализацию необходимости регулирования уровня
(уровень ниже требуемого — зеленая лампа, в заданных
пределах— белая, выше допустимого —красная). Если переполнение
сосуда связано с опасностью попадания жидкости в компрессор, то
реле уровня используют также для остановки компрессора.,
Реле уровня ПРУ-4 (ПРУ-5). ПРУ-4 (полупроводниковое реле
уровня) состоит из поплавкового индуктивного датчика и
усилителя с выходным реле (рис. 100, а). При повышении уровня (от
среднего значения) поплавок перемещается, увеличивая индуктивность
верхней катушки и уменьшая индуктивность нижней. Катушки
1ИК и 2ИК включены в разные плечи моста переменного тока
(дифференциальная схема). Два другие плеча имеют
сопротивления R\, 7?з' и переменное сопротивление #2. Разбаланс моста
подается на усилитель Ус и после усиления в трех каскадах, собранных
на полупроводниковых триодах, вызывает срабатывание
выходного реле Р, контакт которого включает соленоидный вентиль СВ.
Нижнее положение уровня фиксируется положением датчика
при монтаже. Верхнее положение уровня (при котором включается
реле) — величиной дифференциала.
Дифференциал (нерегулируемый) находится в пределах 20 -4-
50 мм. Температура контролируемой среды — 70 —+80° С; давле-
ление 1,8'МПа. Питание переменным током 127 или 220 В.
Применим в помещениях класса В-16.
Модификация прибора ПРУ-5 имеет датчик;, предназначенный
для работы в любых помещениях. Питающее напряжение 220 или
380 В.
Контролируемой средой у обоих приборов может быть аммиак,
фреоны, рассол, вода и другие жидкости.
Реле уровня МЭСУ-1К. В малогабаритном (электронном)
сигнализаторе уровня (корабельном) с одним датчиком (рис. 100,6)
измерительным элементом служит металлический стержень /,
емкость которого относительно корпуса изменяется в зависимости от
уровня жидкости. Корпус датчика 2 изолирован от стержня
сальником 3 (резиновое уплотнение). Для защиты от коррозии (в
аммиачной среде) стержень 1 покрывают полиэтиленом или фторопластом.
В анодную цепь триода 1Л (двойной триод 6Н1П) включено
выходное реле Р (МКУ-48). Питание анодной цепи осуществляется
от трансформатора через выпрямитель Д (ДГЦ-27). Емкость С3
сглаживает пульсацию тока.
228

Анодный ток, проходя через индуктивную катушку Lh наводит
в катушке L2 (имеющей с первой общий сердечник) э. д. с, которая
уменьшает положительный потенциал на сетке и запирает ее. При
Рис. 100. Поплавковые реле уровня:
а — ПРУ-4; б — МЭСУ-1К; в — схема включения четырех реле
уровня для регулирования и сигнализации уровня; г — электросхема.
229

отсутствии тока в анодной цепи положительный потенциал,
подаваемый на сетку через сопротивление Ru снова увеличится и откроет
лампу. Таким образом, в цепи возникают колебания высокой
частоты D00—500 кГц) и реле Р не срабатывает. Контур L\ — L2 — С2 —
С\ — С настраивают так (переменной емкостью С\), чтобы он имел
собственные колебания той же частоты (в резонанс с генератором).
При повышении уровня, когда жидкость соприкоснется со стержнем
датчика, емкость С (между стержнем и корпусом) увеличится на
2—3 пФ (пикофарады), так как диэлектрическая постоянная у
жидкости выше, чем у пара. При этом резонанс нарушается и
происходит срыв высокочастотных колебаний. Анодный ток резко
возрастает и выходное реле Р срабатывает. Контакты реле Р
управляют соленоидным вентилем и световыми сигналами.
Диапазон регулирования среднего положения уровня
определяется местом установки датчика, который на необходимой высоте
ввертывают в сосуд. Корпус датчика заземляют, а стержень
коаксиальным кабелем соединяют с электронным блоком.
Дифференциал не превышает 5 мм при горизонтальном расположении датчика
и 10 мм — при вертикальном. Прибор может работать при
температуре рабочей среды—100 ч-+250° С и окружающей среды—25-^
+50°С.
Для регулирования уровня в заданных пределах применяют два
реле МЭСУ-1К. При необходимости сигнализации о превышении
или недопустимом снижении уровня устанавливают дополнительно
по одному датчику.
На рис. 100, в и г дана схема включения четырех МЭСУ-1К для
регулирования и сигнализации уровня в промсосуде. Для удобства
монтажа и во избежание частых срабатываний из-за колебаний
уровня жидкости при резких изменениях нагрузки все датчики
объединяют в отдельный коллектор, соединенный с промсосудом
двумя запорными вентилями. Когда уровень опускается ниже
последнего датчика, все выходные реле AР-±-4Р) обесточены. При этом
горит зеленая лампа (через н. з. контакт 1Р-1), включено
промежуточное реле РП (через н. з. контакты 2Р-1 и. 4Р-2) и открыт
соленоидный вентиль СВ (контактом РП-1). При повышении уровня
жидкость коснется первого датчика, и сработает его выходное реле
IP, Контакт 1Р-1 отключит зеленую лампочку и одновременно
контакт 1Р-2 включит белую. При дальнейшем повышении уровня
жидкость коснется второго датчика. Контакты 2Р-1 разомкнутся, но
катушка РП остается под током через свой контакт самопитания
РП-2. Когда уровень достигнет третьего датчика, сработает
выходное реле ЗР и своим контактом ЗР-1 обесточит РП и отключит СВ.
При этом уровень начинает снижаться. При снижении его на
величину дифференциала датчика E-4-10 мм) реле ЗР снова обесточит-
ся, замкнув контакт ЗР-1, но РП не включится, так как его
контакты РП-2 после выключения остались разомкнутыми. Только
после снижения уровня до второго датчика включится РП
(контактом 2Р-1), откроется соленоидный вентиль и повысится уровень.
Если при достижении уровня третьего датчика СВ не отключит-
230

ся (или заклинится в открытом положении), уровень будет
продолжать повышаться, пока не сработает 4Р. Это реле контактом
4Р-3 включит красную лампочку и аварийный звонок, а контактом
4Р-2 — еще раз разорвет цепь РП, чтобы перекрыть СВ. Один из
контактов 4Р (на схеме не показан) можно использовать для
одновременной остановки компрессора верхней ступени.
Пропорциональные регуляторы уровня
Поплавковые регулирующие вентили ПРВ получили наиболее
широкое применение среди плавных регуляторов уровня благодаря
своей простоте. Их применяют для регулирования уровня в
испарителях, ресиверах, промсосудах, маслоотделителях.
В ПРВ прямого действия перемещение поплавка приводит
непосредственно к изменению проходного сечения вентиля, через
который жидкость подается или отводится из сосуда. Диапазон
пропорциональности ПРВ невелик (от 2 до 10 см). Поэтому величина
статической ошибки почти не сказывается на работе испарителя.
Вентили, у которых чувствительный элемент (поплавок)
воспринимает изменение уровня на стороне низкого давления (ПРВ
низкого давления, или ЯРВн.д), с повышением уровня закрывают
дроссельное отверстие.
Вентили, у которых поплавок воспринимает изменение уровня
до клапана (ПРВ высокого давления, или #РВв.д), с повышением
уровня увеличивают расход жидкости.
Оба типа ПРВ (низкого и высокого давления) можно
конструктивно разбить на три группы: встроенные, проходные и непроход
ные.
Встроенные ПРВ не имеют отдельной поплавковой камеры.
Поплавок расположен в сосуде, в котором требуется регулировать
уровень. Эти ПРВ проще других, но мало удобны при
обслуживании: в случае их неисправности приходится вскрывать весь'сосуд.
Их применяют только для небольших машин и в маслоотделителях.
ПРВ проходного типа имеют отдельную поплавковую камеру,
которая соединена с основным сосудом паровой и жидкостной
уравнительными трубками. Благодаря этому уровень в камере поплав*
ка такой же, как и в сосуде. При открытии клапана жидкость
поступает сначала в камеру поплавка, а затем в сосуд. Вследствие
интенсивного парообразования в камере поплавка (после
дросселирования) положение поплавка не точно соответствует уровню
в испарителе (особенно при больших потоках жидкости).
Для регулирования заполнения испарителей большой
производительности лучше применять ПРВи^ непроходного типа.
Жидкость у этих ПРВ после дросселирования в проходном отверстии
клапана поступает сразу в испаритель, не смешиваясь с жидкостью
в камере поплавка.
Конструкция поплавковых регуляторов прямого действия
(типа ПР с площадью дроссельного отверстия от 5 до 200 мм2)
достаточно полно освещена в литературе [150].
231

Несмотря на свою простоту ПРВ прямого действия для больших
установок весьма громоздки. Поэтому в последнее время их чаще
используют как первичный (управляющий) регулятор в схемах
регулирования непрямого действия. При этом клапан
исполнительного механизма перемещается от внешнего источника энергии:
давление самой жидкости на входе, давление пара из
конденсатора, сжатого воздуха из пневмосети. Рассмотрим типы регуляторов
непрямого действия.
Рис. 101. Регуляторы уровня непрямого действия с перемещением
клапана за счет энергии давления жидкости на входе (а) и пара из
конденсатора (б).
Поплавковый регулятор уровня ПРУД (рис. 101, а),
разработанный во ВНИХИ, состоит из управляющего регулятора ПРВВ.А
проходного типа и исполнительного механизма ИМ. В качестве
исполнительного механизма использована нижняя часть мембранных
соленоидных вентилей СВМ-25 или СВМ-40 (без электромагнита
и с заглушённым отверстием 12 для слива жидкости из полости Б).
Давление жидкости.над мембраной (в полости А) в
установившемся состоянии определяется количеством жидкости,
поступающей в полость А (через щелевой фильтр <5, отверстие 7 и срез в
направляющей крышки 5) и количеством жидкости, вытекающей из
этой полости (через отверстия 4 и 1).
При медленном понижении уровня выталкивающая сила
уменьшается, и поплавок опускается, сжимая пружину 2. Проходное
сечение клапана 1 увеличивается, и давление в трубке <?, а
следовательно, и над мембраной 6 (в полости А) уменьшается. Тогда
давление жидкости со стороны входа, действуя на мембрану снизу,
преодолевает вес клапана 10 и усилие пружины 9. Клапан 10
открывается, увеличивая подачу жидкости в сосуд.
При повышении уровня управляющий поплавок перекрывает
отверстие 1, давление над мембраной увеличивается, и когда разность
давлений (под мембраной и над мембраной) снизится, клапан 10
232

под действием собственного веса и пружины 9 начнет закрывать
основной проход поступления жидкости в сосуд.
Диапазон пропорциональности ПРВ 15 мм; время
запаздывания ИМ (для клапанной части с Z>y=25 мм), т. е. длительность
перетекания жидкости через указанные отверстия, пока давление над
мембраной не примет своего нового установившегося значения,
равно 5 с при повышении уровня (после закрытия отверстия 1) и
2 с при снижении уровня (после полного открытия отверстия 1).
Когда время перемещения уровня в сосуде на величину
диапазона пропорциональности поплавка меньше значения постоянных
времени ИМ (при большой скорости изменения уровня), давление
над мембраной не успевает принять свое новое установившееся
значение, и клапан переходит из одного крайнего положения в
другое с частотой, определяемой временем запаздывания. Поэтому
регулятор называют двухпозиционным. В действительности — это
пропорциональный регулятор с малым диапазоном
пропорциональности, работающий при больших скоростях изменения уровня в
режиме незатухающих колебаний.
Площадь дроссельного отверстия ПРВ 5 мм2, основного
клапана 490 или 1260 мм2 (соответственно для Dy=25 и Z)y=40
мм).Однако необходимая площадь сечения дроссельного органа на
основном потоке жидкости значительно меньше. Поэтому после ИМ
ставят регулирующий вентиль, величина открытия которого
соответствует максимальной нагрузке. Мембрана выполнена из специальной
прорезиненной ткани, надежно работающей при температуре не
ниже — 40° С.
На рис. 101,6 показан поплавковый регулятор с
воздействием на ИМ энергии давления пара в
конденсаторе. Управляющим регулятором служит ПРВтл
непроходного типа. Исполнительный механизм — поршневого типа сдвух-
седельным разгруженным клапаном, обеспечивающий возможность
его применения для больших проходных сечений.
При повышении уровня клапан поплавка прикрывает
отверстие 1. Давление над поршнем-клапаном ИМ уменьшается пока
расход пара через отверстие 2 не упадет настолько, что станет
равным поступлению пара через отверстие 1. Под действием
пружины 4 клапан прикроется и займет новое положение, при котором
поступление жидкости в сосуд станет равным расходу жидкости
и регулируемый уровень примет новое установившееся значение.
Таким образом, с увеличением нагрузки установившееся значение
уровня будет более низким. Такая характеристика прибора хорошо
согласуется с работой испарителя: с увеличением тепловой
нагрузки выгоднее поддерживать более низкий уровень жидкости.
Максимальная величина диапазона пропорциональности, определяемая
ходом поплавка, может быть уменьшена за счет замены пружины 4
пружиной с более мягкой характеристикой. При натяжении
пружины винтом 5 несколько снижается уровень начала открытия.
При использовании энергии пара для перемещения клапана ИМ
новое давление над поршнем-клапаном устанавливается значитель-
233

но быстрее, чем при перетекании жидкости (как это имело место
в регуляторе ПРУД). В результате постоянная времени у этого
регулятора значительно меньше, что позволяет его испольг
зовать как пропорциональный регулятор при сравнительно больших
скоростях изменения уровня. Потеря холодопроизводительности,
связанная с перетеканием пара из конденсатора в испаритель
через отверстие в поршне ИМ, практически ничтожна (менее 0,5%
от номинальной).
Рис. 102. Регулятор уровня типа РУКЦ.
Недостаток рассмотренных регуляторов уровня заключается в
том, что максимальная величина диапазона пропорциональности
у них очень ограничена и не регулируется.
Регулятор уровня камерный цилиндрический
РУКЦ предназначен для работы в комплекте с пневматическим
исполнительным механизмом ИМ (рис. 102). С изменением уровня
прибор изменяет давление воздуха, подаваемого к ИМ.
Чувствительным элементом регулятора является цилиндрический
поплавок тонущего типа (буек). Вес поплавка уравновешивается
выталкивающей силой, которая определяется объемом погруженной
части, и пружиной 2. При повышении уровня буек перемещается
вверх, и заслонка 4 приближается к соплу 5. Давление воздуха рг
в камере 7 увеличится, так как поступление воздуха в нее со
стороны питания через дроссель постоянного сечения 8 не изменилось,
а расход воздуха по трубке 3 (пропущенной внутри трубчатой
пружины 1) через отверстие «сопло — заслонка» уменьшится.
При возрастании давления р\ мембрана 9 прогибается вниз
и диск ее нажимает на втулку 11, укрепленную на нижней
резиновой мембране 10. Втулка 11 отводит клапан 12 вниз, и давление
воздуха р2 в камере 13 возрастет. Давление р2 по трубке 14
передается на мембрану исполнительного механизма, что вызывает
уменьшение поступления жидкости в аппарат А.
234

Механизм «сопло — заслонка» обеспечивает очень высокую
чувствительность прибора, т. е. малый диапазон пропорциональности:
небольшое повышение уровня вызывает повышение давления над
мембраной ИМ и закрытие клапана.
Для увеличения диапазона пропорциональности в приборе
предусмотрена обратная связь: давление на выходе (над мембраной
ИМ) через дроссель 15 подается внутрь трубчатой пружины 1
и отводит сопло 5 вниз от заслонки 4. Поэтому, чтобы заслонка 4
прикрыла сопло 5, уровень должен подняться почти на всю высоту
поплавка. Диапазон пропорциональности при этом имеет свое
максимальное значение (определяемое высотой поплавка).
При повороте винта 6 дроссель 15 прикрывается, при этом
дроссель 16 открывается и часть воздуха выпускается из трубки 1. Это
уменьшает степень влияния обратной связи, а следовательно,
и уменьшает диапазон пропорциональности.
Значение обратной связи в регуляторе РУКД можно видеть из его уравнения
статики. Обозначим входной параметр (изменение уровня или пропорциональное
ему отверстие между соплом и заслонкой) через х и выходной параметр
(давление над поршнем ИМ или пропорциональное ему перемещение РО) через у.
В пропорциональном регуляторе (без обратной связи) y~kx, где
&-—коэффициент усиления. Благодаря обратной связи входной сигнал х уменьшается на
величину Хос (отрицательная обратная связь), т. е.
y = k(x-xoc). (VII-1)
Величина сигнала обратной связи (в установившемся режиме) для данного
регулятора
*0С=Ргл (VH—2)
Подставляя хос в уравнение (VII—1), получим
у = 7^Тьх = Ьх. (VII—3)
1 +kp
Таким образом, меняя значение коэффициента обратной связи в пределах от О
до Ртах, можно снизить общий коэффициент усиления k\ от значения k до &mm~
^1/pmax. Уменьшение коэффициента усиления приводит к увеличению диапазона
пропорциональности [см. уравнение (V—27)].
Наличие отрицательной обратной связи сообщает прибору
большую устойчивость в работе: случайное изменение давления
сжатого воздуха над поршнем приведет к некоторому открытию
отверстия «сопло — заслонка».
Питание прибора осуществляется сжатым воздухом от пневмо-
сети (с давлением 0,2—1 МПа) через фильтр Ф и редуктор Р, в
котором давление снижается до 0Д0—0,11 МПа.
Приборы выпускаются на условное давление ру=1,6; 4;
6,4 МПа.
Максимальный предел пропорциональности 400 мм (РУКЦ-
ШК-400) или 800 мм (РУКЦ-ШК-800); он может быть снижен
регулированием в пределах от 100 до 5% от максимального.
Прибор имеет механизм настройки для измерения уровня
жидкости с различной плотностью (от 700 до 1200 кг/м3) и механизм
контроля, позволяющий отрегулировать первоначальное положе-
235

ние заслонки относительно сопла так, чтобы клапан был закрыт
при верхнем положении уровня.
Регуляторы типа РУКЦ, имеющие большой диапазон
пропорциональности, целесообразно применять для питания фреоновых
испарителей, поскольку при большой нагрузке прибор
поддерживает более низкий уровень.
Регуляторы заполнения испарителя поставляются комплектно
с холодильной машиной. Отсутствие сети сжатого воздуха у
некоторых потребителей холода не дает возможности включить РУКЦ
в комплект поставки холодильной машины. Поэтому весьма
перспективны были бы регуляторы с тонущим высоким
цилиндрическим поплавком (типа РУКЦ) и исполнительным механизмом, ра^
ботающим от энергии давления пара в конденсаторе (см,
рис. 101,6).
РЕГУЛИРОВАНИЕ ПЕРЕГРЕВА
Способы регулирования перегрева
Для оптимального заполнения испарителя желательно
поддерживать перегрев пара на выходе из него близким к нулю
(максимум 1—2°С). Однако при высокой чувствительности регулятора
резко ухудшаются динамические характеристики системы.
Поэтому обычно применяют регуляторы, обеспечивающие перегрев
5—15° С, но поддерживается этот перегрев не в испарителе, а после
выхода пара из испарителя (во всасывающем трубопроводе или
теплообменнике).
Схема регулирования перегрева при помощи ТРВ приведена на
рис. 103.
Жидкий холодильный агент высокого давления поступает в ТРВ
через входную трубку, дросселируется в отверстии клапана 5
и входит в испаритель (точка 1 на рис. 103, а). Температура
кипения на входе в испаритель to, определяется давлением ро1.
Продвигаясь по испарителю, жидкость постепенно выкипает и в
точке 2 полностью превращается в насыщенный пар. Температура
кипения to2 ниже, чем to, , так как давление ро2 меньше, чем ро1 , на
величину гидравлического сопротивления от точки 1 до точки 2.
Продвигаясь от точки 2 к выходу испарителя, насыщенные пары
перегреваются. Величина этого перегрева
характеризует степень заполнения. Давление насыщенного пара
в патроне термосистемы ТРВ рп соответствует температуре на
выходе из испарителя /и.в.. По капиллярной трубке 8 оно подается на
мембрану 7 сверху. Давление на выходе из испарителя ри.в.
(близкое по значению к poz) по уравнительной трубке 9 подается
под мембрану. Таким образом, установившемуся перегреву
соответствует определенная разность давлений
А? = Рп ~ Ри-В'»
236

под воздействием которой мембрана прогибается вниз и через
толкатели 6 отводит пластинку 4 с иглой 5 вниз, пока усилие сжатой
пружины 3 не уравновесит силу разности давлений, равную ДрТ7
(где F — площадь мембраны).
При уменьшении тепловой нагрузки вся жидкость не успеет
превратиться в пар на участке 1—2 и будет подступать ближе
Рис. 103. Схема регулирования перегрева терморегулирующим
вентилем:
а — с внешним выравниванием, б —с внутренним выравниванием.
к патрону. Перегрев пара и соответствующая разность давлений
на мембрану уменьшатся, пружина ослабится и прикроет клапан.
Новому установившемуся состоянию будет соответствовать
меньшая подача жидкости в испаритель (производительность ТРВ)
и меньший перегрев (точка 2 окажется правее, т. е. ближе к
выходу). Первоначальное значение установившегося перегрева можно
увеличить натяжением пружины 3: при повороте шпинделя /
гайка 2 перемещается вверх по направляющим вырезам в корпусе.
Поскольку положение точки 2 зависит от нагрузки (не
фиксировано), то и давление р несколько меняется, а чувствительный
237

элемент регулятора (мембрана) может воспринимать разность
давлений и соответствующий перегрев только в одной точке. Йо-
этому за перегрев на выходе из испарителя принимают
0=='и.в-4в>
где *и.в~~ температура насыщенного пара при давлении ри.в.
Перегрев 0 несколько выше, чем 02, но практически не более чем
на 0,5° С.
Иногда под перегревом понимают разность между
температурой агента на выходе из испарителя и на входе Fi = ^h.b — ta) ,
однако это допустимо только для испарителей с малыми
гидравлическими сопротивлениями (например, кожухотрубных).
При больших сопротивлениях испарителя перегрев, вычислен*
ный указанным способом, может принять отрицательные значения,
что противоречит понятию перегрева. Например, для фреона-22
падению давления в испарителе с 20,6 до 15,7 кПа соответствует
снижение температуры кипения с —70 до —74° С. Поэтому перегреву
на выходе из испарителя 0=5° С (с —74 до —69° С)
соответствует перегрев между выходом и входом всего 1°С (с —70 до —69°С).
Если сопротивление испарителя невелико (разность между
температурами кипения t0i —102 , в результате падения давления
не превышает 3—4°С), то можно применять ТРВ с внутренним
выравниванием, т. е. без уравнительной трубки (рис. 103,6). В этих
ТРВ пары, образовавшиеся после дросселирования,
непосредственно воздействуют на мембрану снизу. При этом надо учитывать,
что если прибор обеспечивает требуемую производительность при
перегреве в 5° С, то фактический перегрев 0 составит 6—8° С (в
зависимости от сопротивления испарителя). ТРВ с внутренним
выравниванием применяют, как правило, только в малых установках
и при температурах кипения выше —30° С.
Для низкотемпературных машин в основном применяют ТРВ
с внешним выравниванием, при использовании которых на
точность регулирования перегрева не оказывает влияние
сопротивление испарителя.
Такие ТРВ имеют и другие преимущества; благодаря
диафрагме 10 можно увеличить давление после дросселирования,
установив дополнительное дроссельное отверстие 11 на выходе из ТРВ.
Это позволяет разгрузить основной клапан (уменьшить перепад
давлений на него) и увеличить его диаметр. Увеличенное давление
под ¦ диафрагмой (перед дросселем И) позволяет использовать
ТРВ с внешним выравниванием для питания нескольких
параллельных секций испарителя. Кроме того, подача под мембрану
перегретого пара (с места выхода испарителя) уменьшает
переохлаждение мембраны и возможную конденсацию над ней пара
из термопатрона.
В современных низкотемпературных ТРВ подмембранную
полость обогревают жидким агентом высокого давления. Для этого
238

входную трубку пропускают под мембраной и через отверстие
в корпусе выводят под диафрагму. Конструкция такого ТРВ
A3ТРВ-1Н) показана на рис. 104.
Рис. 104. Терморегулирующий вентиль 13ТРВ-1Н:
1 — корпус пружины; 2 — пружина; 3 — толкатель; 4 — фильтр; 5 — корпус вентиля
с мембраной, 6 — крышка; 7 — мембрана; 5 — кольцевой канал; 9 — седло; 10 —
клапан; 11 — резьбовая втулка; 12 — регулировочный шток; 13 — капиллярная трубка!
14 — термобаллон.
Статические характеристики ТРВ
Для определения статических характеристик ТРВ, т. е.
зависимости холодопроизводительности от перегрева, при постоянной
температуре кипения, или от температуры кипения при постоянном
перегреве, необходимо знать расход жидкости через дроссельное
отверстие ТРВ.
Расход жидкости через отверстие определяется формулой
M = afV2pi(Pi — p*) кг/с, (VII—4)
где f—площадь проходного сечения, м2;
pi— плотность жидкости перед отверстием, кг/м3;
Pi и Р2— давление до и после отверстия, Па;
а — коэффициент расхода.
В соответствии с этим холодопроизводительность ТРВ
. QtPb = ?о«/ VvPxiPi — Pt) ¦ (VII—5)
При расчетах принимают значение а для аммиака ~0,35, для
фреона-12 ~0,6 [3]. Однако точные значения коэффициентов
расхода зависят от конструкции клапана, переохлаждения на входе
и давления на выходе. Поэтому в практике Qtpb определяют не
расчетным путем, а непосредственным испытанием, которое позво-
239

ляет получить статическую характеристику регулятора (рис. 105).
При наличии дополнительного дроссельного отверстия /о на
выводе из ТРВ после клапана установится промежуточное
давление рпр.
Значение рпр можно найти из условия равенства расходов через
клапан / и через сечение Д>
М = а/ У^р^рг - /7пр) = а0/о У^Рпр (Pup - Pi) ¦ * (VII—6)
Поскольку плотность рпр (смеси жидкости и пара)
определяется давлением рдр, то уравнение (VII—6) можно решить графиче-
ffltMl
otf.
0
QxSm
Омане 3.
Qhdm ?
1/
^8
Й
"^ "ном
**
/
/
D
имакс
t
/
Предел настройки
*- ч
'' JT Г
/ Л
(при t'U*t0HOM)
а
Рис. 105. К определению
статической характеристики ТРВ:
а — статическая характеристика,
б — зависимость между Ар и в,
когда агент в термопатроне такой же,
1_ как и в испарителе, в — то же, при
»~ ? разных агентах.
ски. Задаваясь различным /?пр (по оси абсцисс), строим две
кривые расхода и на их пересечении находим рпр и общий расход
через ТРВ.
Статическая характеристика снимается при постоянном
(номинальном) значении температуры кипения t0iiQ > т- е- ПРИ
определенном давлении под мембраной ро. Давление и температура
жидкости на входе также постоянны. Точки статической характеристики
обычно указываются в координатах 0—Q (перегрев — холодопро-
изводительность). В технической характеристике прибора
указываются две точки: минимальный перегрев, который вызывает
начало открытия клапана («закрытый» перегрев 03):
производительность в этой точке еще равна нулю; номинальный рабочий
перегрев вном и соответствующее ему значение Qhom.
Разность между рабочим перегревом и перегревом начала
открытия называют «изменением перегрева».
240

Таблица 25
Термо^егулирующие
вентили

Холодильный
агент
Номиналь
ные условия,
°С
и
'к
g
о
X
ф
о
ок
3 и «
е « 5й
5 w fcfi ¦
о 5 °
t- К
m ft *
<U CD
<^5
ь as*-*.
fr3 3
Площадь
проходного
сечения f,
мм2
¦
я
S r
о са
я аз
¦ Я
Я X
* ч
я со
s s
к « Я
до пол
дросс
грстия
? о о
g л о
J5 <У °
R н к
ТРВ-0,5*
ТРВ-1М*
ТРВ-2М*
ТРВ-4М*
ТРВ-7
ТРВК-Ю
ТРВК-20
ТРВК-40
ТРВ-60Ф
TPBK-100
ТРВ-160Ф
ТРВА-ЮМ
ТРВА-20М
ТРВА-40М
ТРВА-80М
ТРВА-120
22ТРВ-1В*
22ТРВ-1,6В*
22TPB-5B
22TPB-60B
22ТРВ-1Н
22ТРВ-5Н
22ТРВ-10Н
22ТРВ-25Н
13ТРВ-0,ЗН
13ТРВ-0,5Н
13ТРВ-1Н
142ТРВ-5
142ТРВ-30
Ф-12
Ф-12
Ф-12
Ф-12
NH3**
Ф-22
Ф-22
Ф-13
| Ф-142
-15
5
5
1 5
—15
—40
-60
—80
J 5
30
30
30
30
30
30
40
—50
45
7
10
7
10
6
5
8
7
6
500
1000
2 000
4 000
7 000
10 000
20 000
40 000
60 000
100 000
160 000
10 000
20 000
40 000
80 000
120 000
1000
1600
5 000
60 000
1000
5 000
10 000
25 000
300
500
1000
5 000
30 000
2—10
2—10
2—10
2—10
2—10
2—8
2—8
2—8
2—8
2—8
2-8
1-5
1—5
1—5
1—5
1—5
1,5-8
1,5—8
1,5—8
1,5-8
3—10
3—10
3-10
3—10
2—10
2—10
2—10
2—10
2—10
6,1
7
14
21
35
64
88
2,4
2,9
3,7
10,4
13,4
41,6
3,8
26,4
1,77
3,14
•7
16
7,5
21
26
26
68
106
106
3
6
14
21
21
3
4
13
50
3,2
6,5
9
26
2,3
1,8
5,3
6,5
43 1
* Без внешнего выравнивания.
** Термопатрон заполнен Ф-22.
Производительность при номинальном режиме QHOm составляет
50—90% Qmax» которая соответствует полному открытию клапана.
У отечественных ТРВ (табл. 25) номинальная холодопроизводи-
тельность достигается при изменении перегрева 4—8° С. Значение
диапазона пропорциональности (изменение перегрева,
обеспечивающее полное открытие клапана) в технической характеристике
16 В. Д. Вайнштейн. В. И. Канторович
241

ТРВ не указывается, что затрудняет применение ТРВ в более
широком диапазоне работы. /
В первом приближении (достаточном для выбора регулятора)
статическую характеристику ТРВ можно считать линейной. Тогда
по указанным двум точкам (в3, Q=0 и Эном, Qhom) можно
получить основную статическую характеристику (при полностью
ослабленной пружине). • J
Значение закрытого перегрева регулируется натяжением
пружины и у различных моделей лежит в пределах от 1-=-3°С до
5-г-10°С. При увеличении закрытого перегрева (и соответственно
общего) статическая характеристика эквидистантно сдвигается
вправо (семейство характеристик на рис. 105,а).
Для решения практических задач при построении статической
характеристики ТРВ по оси ординат удобнее откладывать вместо
Q значения проходного сечения f или а/ (с учетом коэффициента
расхода), а по оси абсцисс вместо общего перегрева в
соответствующее значение Д/?=рп—ри.в (разность между давлением в
патроне и на выходе испарителя).
Если в технической характеристике указана номинальная
производительность ТРВ Qhom, то по формуле (VII—5) можно найти
соответствующее значение а/н<ш, а значение ДрНом,
соответствующее перегреву при номинальной производительности (вном),
определяют по кривой давления насыщенных паров (рис. 105,6).
Когда термосистема ТРВ заряжена не таким агентом, как в
испарителе, то давление в испарителе (при t0^ ) находят по кривой рс
(рис. 105, в), а давление в термопатроне по кривой ри для своего
агента при температуре /и.в=^оном+@ном.
Линейная зависимость между Ар и проходным сечением
клапана справедлива только для тарельчатого клапана, поскольку у
него величина проходного сечения пропорциональна высоте
подъема h. У большинства ТРВ клапан имеет коническую форму
(рис. 106, а). У такого клапана ширина кольцевой щели
Ь — ft sin— ,
2
а средний диаметр этого кольцевого отверстия
/ а в \
D+ D-2ftsinTcosT)
Dcp = ~^~ = = D — 0,5/i sin б.
Следовательно, площадь кольцевой щели f=nDCpb будет равна
6
f = 7i (D — 0,5/i sin 6) h sin — . (VII—7)
Если принять за максимальную высоту подъема АМакс, при
которой сечение кольца становится равным площади проходного
сечения с диаметром D, т. е.
_ ЯР*
/ — /макс — ,, »
242

то\ по формуле (VII—7) для данного угла конусности б можно
нащти значение hmax. Например, для 6 = 60° (часто применяемый
угбл конуса) /imax=0,74 D.
Если Ар уменьшить вдвое, высота подъема будет равна h=
= Jp« =0,37Z).
ito формуле (VII—7) соответствующее сечение /=0,49 D2. При
линейной зависимости половине максимальной высоты подъема со-
Рис. 106. Статическая ха- ЪЩ
рактеристика ТРВ с
коническим клапаном:
а — дроссельное отверстие, 'Л
б — характеристика. 'Л
$ лр3 щр йрА
ответствовала бы Г=
1 nD*
= 0,393 D2. Следовательно, нелиней-
2 4
ность в средней точке равна
flf = 0,49/0,393 = 1,24 (на 24о/0 выше).
Изменение угла конусности в пределах от 90 до 30° увеличивает
Umax от 0,45 до 1,57 D. При этом нелинейность возрастает от 12
до 32%.
Учет формы дроссельного сечения позволяет построить более
точную статическую характеристику ТРВ (по трем или более
точкам) (рис. 106, б).
Располагая статической характеристикой ТРВ (в координатах
а/—Ар), можно решить ряд практических задач. Покажем это на
примерах.
Пример 1. Машина поддерживает заданную температуру в камере t06Q .
Компрессор работает при номинальном режиме. Номинальная производительность
ТРВ при общем перегреве 9ном = 7°С равна производительности компрессора
QKm . Требуется определить, какой установится перегрев, если теплоприток в
камеру снизится в 3 раза.
При снижении теплопритока регулятор температуры автоматически снижает
производительность компрессора (см. стр. 206). Температура кипения повысится
от номинальной ?оНОм ДО to . Определить новое значение перегрева 9i по
статической характеристике в координатах Qtpb —в нельзя, так как значение 6 в этой
характеристике указано для постоянной температуры кипения (*оном)« Поэтому
по формуле (VII—5) определяем необходимое а/, которое потребуется при
уменьшенной нагрузке
«/ =
TQkm
<7оУ 2pi (P1 — P2)
16*
243

Значения q0 и р2 берем при повышенной температуре кипения t0l > которая o/ipe-
деляется из теплового баланса испарителя (или графически):
&и ^и (*об — t0l) = — Qkm.
По статической характеристике в координатах а/—Ар находим, что для нового
значения af потребуется усилие Ар, которое сможет обеспечить необходимое
сжатие пружины. Перегрев, соответствующий этому значению, Ар, находим по кривой
давления насыщенных паров, причем отсчет Ар и перегрева ведется от точки,
соответствующей новой температуре кипения t0l ,
При большом снижении тепловой нагрузки рабочий (общий) перегрев падает
и приближается к значению закрытого перегрева B—3°С). Если значение нового
перегрева окажется слишком малым (ниже оптимального), то первоначальной
настройкой (натяжением пружины) устанавливают больший перегрев при
номинальном режиме, т. е. не 7, а, например, 15-=-16° С
Пример 2. Компрессор и ТРВ работают при номинальном режиме. Теплопри-
ток и температура в камере постоянны. Требуется определить величину перегрева
при повышенном давлении в конденсаторе и изменении условий переохлаждения
жидкости перед ТРВ.
Как и в примере 1, по формуле (VII—5) определяем значение а/, которое
будет необходимо при новых условиях работы (р1? р1э q0> где штрих относится
к новым условиям). Затем по статической характеристике, зная а/, находим Ар
и далее по кривой давления насыщенных паров по Ар определяем общий
перегрев.
С увеличением давления конденсации при tu — const устанавливается более
низкий перегрев. Однако обычно с увеличением рк растет и tu. Поэтому q0 <Lqi
и установившееся значение перегрева резко возрастает. Если машина рассчитана
на работу при существенно различных давлениях конденсации, то проверка
статического значения перегрева в крайних режимах необходима.
Если давление конденсации поддерживается примерно постоянным
(например, изменением расхода воды на конденсатор), то необходимость в указанной
проверке отпадает.
Пример 3. ТРВ подобран так, что при наиболее высокой температуре кипения
максимальная производительность его при номинальном перегреве равна макси*
мальной производительности компрессора. При уменьшении теплопритоков холо-
допроизводительность компрессора автоматически не снижается, т. е. компрессор
продолжает работать, снижая температуру кипения и температуру объекта, пока
они не примут своих минимальных значений. Необходимо установить, обеспечит
ли ТРВ заполнение испарителя при наинизшей температуре кипения t0l.
Холодопроизводительность компрессора при наинизшей температуре t0l
найдем из характеристики компрессора (QKM—^о) или расчетом. Необходимое aft
которое обеспечит эту производительность Qk;m» определим из формулы (VII—5),
подставив в нее все значения при температуре t0l • Затем из статической характе*
ристики по а/ находим Ар и далее по кривой давления насыщенных паров
соответствующий перегрев. В зависимости от характеристики ТРВ этот перегрев
может оказаться больше или меньше номинального. Желательно иметь такой ТРВ,.
чтобы перегрев при понижении температуры кипения все время оставался
близким к номинальному, так как увеличение перегрева снизит и эффективность
работы испарителя, а уменьшение перегрева ухудшит динамическую характеристику,,
процесса регулирования (см. ниже).
Пример 4. Выбрать ТРВ, обеспечивающий оптимальную работу компрессора
в заданном диапазоне температур кипения. Характеристика компрессора QKm =
— f(to) известна (рис. 107). Для решения этой задачи необходимо иметь
статические характеристики ТРВ типа Qtpb —f(M при постоянном перегреве (9ном)^
Qtpb для Разных температур кипени» находим по формуле (VII—5). Значе-
244

ния а/ берем из статической характеристики (см. рис. 105, а) по Ар, которое
находим по кривой давления насыщенных паров для соответствующих температур
кипения и постоянного перегрева 9НОм.
На рис. 107 приведены некоторые возможные характеристики трех ТРВ,
удовлетворяющие общему условию: Qtpb ~Qkm пРи наинизшей номинальной
температуре (?0 ——80°С) и номинальном перегреве. С повышением to возрастают
Qkm и Qtpb (пРи том же значении перегрева), однако характеристика ТРВ
по сравнению с характеристикой компрес-
сора может идти круче или более полого. ^нт
Все три ТРВ имеют переломную точку Б, 20о\
после которой их холодопроизводитель-
ность начинает снижаться. Эта точка
соответствует максимальному открытию про- /$0|-
ходного сечения. Снижение
производительности за этой точкой объясняется тем,
что при повышении температуры кипения
уменьшается разность давлений (р\—ра),
которая обеспечивает проход жидкости
через ТРВ [см. формулы (VII—4) и (VI1—5)].
При этом увеличение qo менее существенно.
________ 40 Ь
Рис. 107. Совместная
характеристика компрессора и трех различ-
А
1
Ов
0а А
Вр/—
яч/
Jp%
/А
Jl
jQmmc-20)
"~~^у
J J
j ,
ных ТРВ.
-80
-so
-to -го tQ;c
Если компрессор рассчитан на постоянную работу при двух режимах, то
желательно, чтобы и на втором режиме (точка В), т. е, при более высокой
температуре кипения, Qt/pb =Qkm. В этом отношении ТРВ № 3 не подходит, так как
из-за недостаточной пропускной способности ТРВ холодопроизводительность
компрессора снизится с QB до Qb3- ТРВ № 2 может обеспечить требуемую
производительность, но за счет увеличения перегрева (значение этого перегрева
определяется, как в примере 3). ТРВ № 1 обеспечит требуемую производительность при
—60° С, но при пониженном перегреве.
Если указанные значения повышения или понижения перегрева (по
сравнению с номинальным) не выходят за допустимые пределы, то оба ТРВ (№ 1 и
2) обеспечат работу компрессора. Однако ТРВ № 1 предпочтительней, так как он
имеет больший диапазон пропорциональности и при дальнейшем повышении
температуры кипения его характеристика следует за характеристикой компрессора
(до точки Ei),
Таким образом, при проектировании и выборе ТРВ для
работы на низких температурах следует выполнять три условия:
при номинальном режиме (при наинизшей температуре
кипения) ТРВ должен обеспечить заданную производительность при
номинальном (оптимальном) перегреве (это условие фиксирует
коэффициент усиления регулятора, т. е. наклон статической
характеристики);
диапазон пропорциональности должен быть максимальным,
чтобы не уменьшать холодопроизводительность компрессора при
более высоких температурах кипения и, следовательно, снизить
продолжительность охлаждения в пусковом режиме;
зависимость Qtpb от температуры кипения должна по
возможности совпадать с аналогичной характеристикой компрессора.
245

Рис. 108. Схема низкотемпе
ратурного ТРВ с двумя
термопатронами.
Эти условия определяют основные тенденции по улучшению
статических характеристик низкотемпературных ТРВ.
Увеличение предела максимальной производительности ТРВ
достигается увеличением диапазона пропорциональности. Поэтому
для низкотемпературных машин сильфонные ТРВ перспективнее
мембранных, так как они позволяют значительно увеличить ход
клапана. Увеличенному ходу клапана соответствует уменьшение
угла конусности. Увеличение максимальной производительности
за сЗет большего диаметра проходного сечения (при том же ходе)
увеличило бы коэффициент усиления, что
ухудшит динамическую характеристику
регулирования.
С понижением температуры кипения
перегреву в', равному номинальному
перегреву 0 (см. рис. 105, б), соответствует
меньшее значение перепада давлений
(Др'<Др). Если при этом
производительность ТРВ становится меньше
производительности компрессора, применяют
ТРВ, заполненные агентом с более низ*
ким давлением и более пологой
характеристикой (в данном диапазоне
температур), чем агент в испарителе (см. рис.
105,в). В термосистемах с твердым
адсорбентом (активированный уголь марки
СКТ-М-Д и адсорбат СОг) зависимость давления пара в патроне
от температуры линейная. Угол наклона прямой можно менять,
выбирая соответствующее количество адсорбента и объем
термобаллона [153]. Поэтому, фиксируя верхнюю точку (при высокой
t0), можно выбрать наклон и, следовательно, рп—ро в нижней
точке таким, чтобы холодопроизводительность ТРВ и компрессора
стали равными.
Некоторые иностранные фирмы для этой цели применяют двух-
сильфонные ТРВ, у которых площадь верхнего сильфона,
воспринимающего давление из термопатрона, примерно на 15% меньше,
чем площадь нижнего сильфона, воспринимающего давление в
испарителе. В результате, несмотря на разные Др, разность усилий
остается примерно одинаковой в довольно широком интервале
температур кипения [154].
При малых значениях Др увеличиваются погрешности
регулятора, связанные с силами трения, жесткостью сильфона или
мембраны и др. С уменьшением Др мембрана из положения
вогнутости вверх (клапан закрыт) может резко принимать положение
вогнутости вниз, т. е. пропорциональный регулятор превращается
в двухпозиционный. Чтобы увеличить значение Др при низких
температурах применяют ТРВ с двумя термопатронами,
заполненными одинаковым агентом с более высоким давлением, чем в ис-
паритере (рис, 108).
246

Динамическая характеристика ТРВ
и процесса регулирования перегрева
Изучение динамики процесса регулирования перегрева, т. е.
отклонений перегрева от заданного среднего оптимального значения
в,течение переходного периода (из одного установившегося
значения в другое) имеет очень большое значение. Нарушение
установившегося состояния вызывается сравнительно частым изменением
тепловой нагрузки. Кроме того, во многих холодильных машинах
температура объекта регулируется пуском и остановкой компрес-
&
15
Ю
Рис. 109. График изменения пе- $
регрева при ступенчатом
снижении нагрузки на испаритель. п
сора, причем время работы компрессора за цикл меньше, чем
время переходного процесса, т. е. ТРВ непрерывно работает в
неустановившемся режиме.
Работа ТРВ в неустановившемся режиме значительно снижает
эффективность регулирования заполнения испарителя (рис. 109):
при увеличении перегрева испаритель неполностью заполнен
(а иногда и совсем опустошается), при уменьшении перегрева
значение его может доходить до нуля (точка 1). Попадание жидкости
в компрессор (участки /—2 и 3—4) также снижает общую
эффективность установки. Желательно, чтобы переходный процесс
приближался к апериодическому (пунктирная линия 0—5).
Наряду с указанным недостатком работы ТРВ в переходном
процессе при определенных условиях наблюдается также
нарушение устойчивости системы регулирования: ТРВ начинает работать
в режиме незатухающих колебаний (клапан резко перескакивает
из закрытого положения в полностью открытое). Это снижает
эффективность заполнения испарителя, а также надежность самого
регулятора.
Динамика регулирования заполнения испарителей по
перегреву определяется не только динамическими свойствами ТРВ, но
и динамической характеристикой испарителя как объекта
регулирования
АМ = /(9,т),
где AM — изменение количества агента в испарителе.
Динамика процесса кипения в различных типах испарителей
изучена недостаточно. Несмотря на актуальность этого вопроса,
комплексные исследования системы «ТРВ — испаритель» с
позиций современной теории автоматического регулирования проводи-
247

лись очень мало. С этой точки зрения большой интерес
представляет работа Данига [155]. Для исследования был взят
прямоточный ребристый испаритель (воздухоохладитель) поверхностью
40 м2 с принудительной циркуляцией воздуха, рассчитанный на хо-
лодопроизводительность 5200 Вт при —20° С. Коэффициент
теплопередачи испарителя & = 20 Вт/(м2-°С). Заполнение испирателя
осуществлялось ТРВ с внешним выравниванием и термопатроном
с твердым адсорбентом (С, С02). Для упрощения исследования
1^
7
СдМд\
Щ\
A Fat
Af
Mo -.
ЛУ
йЧ
дУ
лм
KIT
1+Тир
М*
+ йРп
7
Кп
1+ТпР
—;7~~"
ли
Т
Рис. ПО. Блочная схема системы регулирования заполнения
испарителя по перегреву:
1 — зависимость подъема клапана АУ от входного усилия; 2 — изменение
подачи жидкости в испаритель; 3 — нагрузка на испаритель (Л Mi — количество
выкипающей жидкости); 4 — передаточная функция испарителя; 5 — потери
при передаче тепла от всасывающей трубки к термопатрону; 6 — передаточная
функция термопатрона; 7 — площадь сильфона (мембраны); S —настройка;
9 — сумматор.
давление в испарителе поддерживалось постоянным (регулятором
давления «до себя» на всасывающей линии). Давление
конденсации также принято постоянным. Блочная схема, показывающая
зависимость между основными параметрами системы, приведена
на рис. 110.
Элементы регулятора, определяющие зависимость изменения
подъема клапана АУ от входного усилия AF объединены в один
элемент 1, нелинейность этого элемента вызвана силами сухого
трения. Величину силы трения FН) можно рассматривать как
интервал изменения температуры термопатрона, при котором
расход жидкости через клапан не изменяется B,4°С). Коэффициент
усиления регулятора был равен 177%/°С. Динамика испарителя
аппроксимировалась апериодическим звеном, в котором
коэффициент усиления и постоянная времени были найдены
экспериментально (/Си=0,32°С/% и Ги=3,9 мин). Аналогично
характеристика чувствительного патрона выражалась параметрами: Кп=
= 6100 Па/°С и Гп=0,6 мин. Другие элементы блочной схемы
представлены усилительными звеньями: /B=8,05 см2—площадь
сильфона; ^Тр=0,6°С/оС—зависимость между температурой
пара на выходе из испарителя и температурой патрона.
248

Для решения системы уравнений, определяемых блочной
схемой, была составлена аналоговая электронная модель и
просчитана на аналоговой вычислительной машине. Процессы в машине
происходили в 120 раз быстрее, чем в реальной схеме. Машина
давала запись, как изменяется значение перегрева (во времени) при
изменении основных параметров ТРВ, определяющих качество
регулирования: коэффициента усиления, постоянной времени
термопатрона и силы трения.
Выбор этих параметров должен обеспечить хорошее качество
регулирования, т. е. устойчивость системы (отсутствие
незатухающих колебаний), необходимый предел отклонений от желаемого
перегрева: не более ±0,5° С в установившемся режиме и ±1° С
при изменяющихся условиях.
При выбранных параметрах системы, в частности при трении
2,4° С, перегрев колебался в пределах ±7° С. Снижение силы
трения приводит к снижению перегрева.
Нагрев для
преодоления силы трения,
°С
Отклонение
перегрева, °С
2,4
7
0,8
2,4
0,4
1,1
0,2
0,5
Например, чтобы перегрев не выходил за пределы ±0,5° С,
сила трения должна быть менее 0,2° С @,5 Н).
Во избежание незатухающих колебаний необходимо снизить
постоянную времени термопатрона с 0,6 до 0,2 мин (или ниже).
Коэффициент усиления ТРВ должен находиться в пределах 175±
±10%/°С.
Работа Данига показала возможность и целесообразность
расчета динамики системы «испаритель — ТРВ» методом
электронного моделирования с целью определения допустимых пределов
параметров ТРВ, обеспечивающих требуемое качество
регулирования при различных изменениях нагрузки. Однако этот метод
имеет ограниченное применение вследствие:
необходимости введения нелинейного звена (связанного с
трением), что приводит к системе трансцендентных уравнений и не
позволяет решить систему в общем виде (без конкретных числовых
данных);
необходимости предварительного экспериментального
определения динамики испарителя;
относительной сложности подбора электронной модели.
Для исследования динамики системы «испаритель — ТРВ»
воспользуемся методом линейной модели, приняв некоторые
упрощения.
Пренебрегая массой клапана ТРВ, находим исходное
дифференциальное уравнение из условия, что разность давлений на
мембрану (из патрона) и под мембрану (из испарителя) уравновеши-
249

вается силой пружины и силой трения. При этом считаем, что
сила трения пропорциональна скорости перемещения клапана
(dy/dx). Тогда
Кг Арп - К*Ар0 = K3AY + К* ^Р- , (VII—8)
ах
rueKi и /С2— площадь мембраны сверху и снизу (при одной мембране Лл —/(г);
/Сз— коэффициент упругости пружины;
K&—сила трения при единичной скорости.
Для небольших отклонений
Лрп = Кь tu и А/70 - /С5 Л*о. (VII—8fe)
Температура патрона tu связана с температурой пара на
выходе из испарителя ?и.в уравнением, аналогичным уравнению (VI—3)
d (Atn)
Тг ~f + Atn = Л*и.в, (VII—9)
mc
где 7\= —— — постоянная времени термопатрона.
аг
Заменив в уравнении (VII—8) давление на температуру
[согласно (VII—8, а)], найдем из него Д?п, а затем,
продифференцировав, —-—— . Подставив значение Atn и ее производной в урав-
dx
цение (VII—9), после преобразований получим уравнение
регулятора ТРВ
К3 d%*
+(r'+t)-f+4i--^4'--
КшКь Ato_ тгк,Кь dto_ (vn_10)
Kb Кз dx
Из уравнения (VII—10) видно, что с увеличением постоянной
времени термопатрона Т\ и силы трения /D раскачка регулятора
увеличивается, поскольку произведение коэффициентов Т\ и Ка при
d2Y/dx2 возрастает быстрее, чем их сумма при dY/dx.
С уменьшением жесткости пружины Кг увеличивается
чувствительность регулятора (коэффициент при Д?и.в) и снижается
статическая ошибка, однако при этом ухудшаются динамические
свойства регулятора, так как увеличивается коэффициент при первом
члене»
Для определения дифференциальных уравнений испарителя
как объекта регулирования перегрева введем следующие
обозначения:
Fn — общая (наружная) поверхность испарителя;
Лк и ^ж — соответственно поверхность и коэффициент теплопередачи части
испарителя, в которой происходит кипение жидкости;
^п=^и—?ж — оставшаяся часть поверхности испарителя, в которой происходит
перегрев пара от t0 до *и.в;
kn—коэффициент теплопередачи паровой части.
250

Для одноемкостных объектов скорость изменения уровня
жидкости (или dFm/dr) пропорциональна разности между
поступлением жидкости Л4трв (через ТРВ) и испарившейся АМИ
AMTpB-AAfH=/Cio \ ж) . (VII—11)
ах
где /Сю—коэффициент емкости, определяемый для затопленных испарителей
площадью поперечного сечения, для прямоточных — площадью
сегмента жидкости в поперечном сечении трубки.
Примем, что поступление жидкости через ТРВ линейно зависит
от открытия клапана
АМтрв = Кп&У. (VII-12)
Количество образующегося в единицу времени пара в
испарителе
А<?; + Aq; + AQH"
ДМИ = — . (VII—13)
г
Тепло, отводимое от объекта (через поверхность Fm)f
«; = *«^ж('о6-'в).. (VII-14>
Разлагая эту функцию трех переменных в ряд Тейлора и
ограничиваясь первыми (линейными) членами, получим
Щ = *ж <Ч - Ч> *Лк + К FXo Д<об - kM F^ At0. (VII-15)
Тепло, вводимое агентом, поступающим через ТРВ
в^тр-М'.-'Л (VII-16)
Считая температуру перед регулирующим вентилем tu постоянной,
после разложения в ряд и подстановки из уравнения (VII—12)
получим
«1 = *« сЛК~ Я М-^трво<аД V (VII-17)
Тепло, отведенное от металла испарителя (массой ти) и от
жидкого агента, наполняющего испаритель (та), при снижении
температуры кипения на dt0 за время d%
< = К".+«.0^-- (VII-18)
Подставляя уравнения (VII—15), (VII—17) и (VII—18) в
уравнения (VII—13), а затем (VII—13) и (VII—12) в (VII—11),
получим первое уравнение испарителя
("а Са + ». «V) "f" - (*« ^ + ^хрв0 \) Ч ~ ['*« - *Н Са ('* ~ '„>)] АК+
+ *Ю ^ + *ж (Ч - \) *К = *ж Fж0 Чб- (VH-19)
Из уравнения теплового баланса паровой части можно
определить второе уравнение испарителя
251

Мтрв сп (/и.в - t0) = kn (F„ - /?ж) ^об - h^±Jl\ в (VII—20)
После разложения в ряд (аналогично уравнению VII—15) и с
учетом уравнения (VII—12) получим
Сп (*и.в0 + *о0) Ки АК + МтрВ() сп Д^и.в — MTPBQcnAt0=
- — kn (FR - F^) Ata.B - у k* (F« - рж0) MQ. (VII—21)
Третье уравнение испарителя найдем из соотношения тепловой
нагрузки и производительности компрессора, т. е. из уравнения
материального баланса (VI—8)
АМКМ dx— AM4dx = dM. (VII-22)
Ранее предполагалось, что поступление через РВ равно
количеству выкипающей жидкости, т. е. степень заполнения была
принята постоянной. Отбросив указанное допущение вместо ЛМИ
подставим его значение, взятое из уравнений (VII—13), совместно
с (VII—15), (VII—16) и (VII—18). Количество отводимого
компрессором пара [см. уравнение (VI—13)]
AW = ^^=1Лш (Wo + «)
ивс
или в приращениях после разложения в ряд (в точке УКм0, t0o )
АЖКМ = (*„ *0о + а) Д 7КМ + tf is VKMQ At о. (VII—23)
Изменение массы пара в испарителе на величину dM приводит
к изменению давления и температуры кипения согласно
уравнению (VI—14)
dM = V1iK13dt0. (VII—24)
Подставив значения ДМИ, АМкм и dM в (VII—22) и объединив
подобные члены, получим
В -± + (Л1трВ() са - *ж F*0 - Kit УкЩ г) At о - Ки ca (ta - f0o) W -
- (Kn t0o + a) rAVKU + ?ж (/Об0 - t0Q) AFm = -кж FmQ Ato6, (VII-25)
где В — т&Сй+тпСя+гУяКм- (VII—25,a)
Таким образом, динамика системы «испаритель — ТРВ —
компрессор» описывается системой дифференциальных уравнений
(VII—19, VII—21, VII—25 и VII—10), из которых первые два
уравнения характеризуют систему «испаритель — ТРВ», третье —
«испаритель— ТРВ — компрессор» и четвертое — ТРВ.
252

*it^f +«i|A'o* 0+0 + 0 +<213ЛУ+ 0 -^б^+о^Д^к^Д^ - 0
0 +а21Д*0 +а22Д^+ 0 + 0 + а2з*У+ 0+0 +aastJ^axSi0Q * О
6з1т +а31л/о+ 0+0 + 0 +а3зД*/+«34ДЧы*- 0 +а35Д^к*«?»Д'Ьб в О
u rf/0l . л „ d2Y t dY
D11? а41дм>^2М1В<43^р+*43"^р + а4зД^+ 0+0 + 0 + 0 =0
Коэффициенты а поставлены при приращениях параметров,
Ь — при их производных, с—при вторых производных. Первая
цифра в индексе коэффициента указывает номер уравнения,
вторая-г-номер переменного параметра. Выражения для
коэффициентов а, Ь и с находятся сопоставлением соответствующих
уравнений: первого — с VII—19, второго — с VII—21, третьего с VII—25
и четвертого с VII—10.
В приведенной системе из четырех уравнений имеется шесть
переменных параметров: t0i fHiB, У, VKM> Fm и t06. Чтобы система
была «замкнута», т. е. имела решение, дополним ее еще двумя
уравнениями: регулятора температуры и объекта.
Уравнение регулятора температуры (см. VI-19), который с
изменением температуры t06 изменяет Укм с учетом принятых
обозначений можно записать в виде:
*54 -?Г + *u*v** + аь^об =°- (VII—26)
Уравнение охлаждаемого объекта для одноемкостной
низкотемпературной камеры, где хранятся продукты массой тп,
теплоемкостью спис поверхностью Fn, аналогично уравнению (VI-17):
1^^ = Ь*Ы*н-Ъб)--кжРж(Ь6-Ь). (VII—27)
ап Fn ах
После разложения в ряд Тейлора и линеаризации с учетом
того, что поверхность Fm при заполнении испарителя терморегулиру-
ющим вентилем величина переменная, получим
- *ж ^жо Ч + К <Ч - \) А^ж + ^ ^ +
+ (*ж?ж0 + К FJ Чб = К Р» К (VII-27,а)
С учетом принятых обозначений найдем шестое уравнение
системы в виде:
а61М0 + а65А^ж + 6бб ~— + а6бА^о = a67A*H (VII—27,6)
ах
Решение системы дифференциальных уравнений (VII-19, -21,
-25, -10, -26 и 27, б) позволяет определить процесс изменения
регулируемых параметров при определенном изменении нагрузочного
параметра (^н) при заданных конструктивных параметрах САР.
253

Можно решить и обратную задачу: подобрать параметры
регулятора и испарителя, обеспечивающие требуемое качество
регулирования. Методы решения системы дифференциальных линейных
уравнений подробно изложены в литературе [137, 143, 144].
Система Данига (см. стр. 248), выведенная в предположении»
что ^0=const, получается из уравнений системы (VII-19, -21 и -10)
при Д?0=0.
Рис. 111. ТРВ со встроенным чувствительным элементом;
/ — входной жидкостный штуцер; 2 — фильтр; 3 — седло клапана; 4 —
клапан; 5 — сильфон (чувствительный элемент); 6 — шток задатчика; 7 —
пружина задатчика; 8 — колпачок.
При двухпозиционном регулировании температуры пуском и
остановкой компрессора система уравнений распадается на две:
1) для периода работы УКм0 ^^Кмтах, ДКкм=0; 2) для периода
стоянки Vkm =0, АУкм =0. При этом можно принять также Д?я=
=ь0. Решают систему методом «припассовывания», т. е. находят
изменения параметров при работе компрессора, время работы,
и конечные значения параметров (в момент остановки
компрессора) принимают за начальные значения для периода остановки.
Расчеты показывают, что значительное уменьшение колебаний
перегрева при цикличной работе компрессора достигается
уменьшением постоянной времени чувствительного патрона.
Некоторые иностранные фирмы, учитывая эту особенность,
изготавливают ТРВ с чувствительным патроном, имеющим сечение
в виде лепестка, что обеспечивает большую поверхность
соприкосновения патрона со всасывающей трубкой. В конструкции Нолке-
254

на чувствительный элемент (рис. 111) встроен непосредственно
в корпус ТРВ. Пар, выходящий из испарителя, возвращается
в верхнюю часть ТРВ и омывает термочувствительную систему
(сильфон, заряженный фреоном-12 или фреоном-22). При этом
также отпадает необходимость во внешней уравнительной трубке
и устраняется влияние температуры окружающей среды на термо
патрон, что особенно важно для низкотемпературных установок.
ТРВ такого типа выпускаются фирмой «Теддингтон» (Англия)
и рассчитаны на температуру кипения до —73° С.
Аналогичные ТРВ для фреона-12 (до —70° С) и фреона-22 (до
—80°С) производятся в ЧССР [157].
Выбор настройки ТРВ и места крепления термопатрона
Оптимальная степень заполнения испарителя определяется
прежде всего схемой холодильной машины. При этом
принципиально возможны два случая работы ТРВ с испарителем.
1. Перелив жидкости из испарителя недопустим, так как
приводит к неэффективному, а иногда и опасному режиму при
работе компрессора (при отсутствии теплообменника, отделителя
жидкости и других устройств). В этом случае оптимальный перегрев
поддерживается за счет недозаполнения испарителя.
2. Перелив жидкости из испарителя допустим. При этом на
выходе из испарителя должен быть нулевой перегрев.
В этом случае допускается некоторое заполнение
теплообменника.
Рассмотрим первый случай. Для правильного выбора места
крепления термопатрона и начальной настройки ТРВ необходимо
знать статическую характеристику испарителя, т. е. зависимость
оптимального перегрева от тепловой нагрузки. Методики расчета
такой характеристики в настоящее время не существует, но
получить ее экспериментально не сложно. Поясним это на примере
исследования работы сухого испарителя с ТРВ при цикличной
работе компрессора машины без теплообменника [158]. Охлаждаемый
объект — шкаф емкостью 1,25 м3. Температура в помещении, где
был установлен шкаф, поддерживалась постоянной A9—20°С).
Заданная температура в шкафу регулировалась при помощи реле
температуры, которое периодически включало и выключало
компрессор. Чувствительный патрон ТРВ-2М был укреплен на
всасывающей трубке при выходе из испарителя (в охлаждаемом
помещении). Каждую минуту замерялась температура на выходе из
испарителя /и.в и температура кипения t0 (по манометру).
Значение перегрева за период работы определялось как среднее значение
отдельных замеров в каждую минуту (рис. 112). Как видно из
верхнего графика, за время работы компрессора перегрев не
успевал принимать установившееся значение. После остановки
компрессора жидкость стекает в картер компрессора и испаряется.
Давление в испарителе быстро возрастает и в точке / перегрев
падает до величины закрытия клапана. Далее перегрев становится
255

равным нулю (точка 2) и даже принимает отрицательные значения
(участок 2—3). После того как оставшаяся в испарителе жидкость
растворится в масле картера, а часть ее превратится в пар,
давление в испарителе и соответствующая ему температура t'UB
начинает очень медленно увеличиваться, а давление в термопатроне
продолжает возрастать в соответствии с температурой" /и.в.
Поэтому после точки 3 перегрев опять принимает положительные значе-
f°p
0
-5
-10
-15
-20
b
Уь-Ъ
ь J работ а) ^
I
1
В,
III! . т_
V/fBff (останобка)
/"
f *
11
/ 2 J * J 6 7 8 9 Ю 11tM
% ¦
V\
Расход злен
2
1
Зоб
Зод~
1 . , I _..,.! II III! _-*^
Рис. 112. Графики для
определения оптимального
перегрева при цикличной работе
компрессора:
а — характер изменения
перегрева, б — оптимальный
перегрев при различной тепловой
яагрузке (А — 150 Вт, Б — 265 Вт,
В -380 Вт).
2 4 $ д 10 12 14 16 18Вср;Р
ния и при длительной стоянке компрессора может превысить
значение закрытого перегрева, т. е. ТРВ снова откроется.
Испытание проводилось при трех различных нагрузках: А —
минимальной, равной теплопритоку через ограждение шкафа
A50 Вт), Б — средней, с включением подогрева B65 Вт) и В —
максимальной C80 Вт). В каждом режиме в соответствии с
различным числом оборотов шпинделя устанавливалось определенное
среднее значение перегрева за период работы компрессора и
снимались показания за несколько идентичных циклов. На основании
испытаний можно сделать следующие выводы.
1. Каждой тепловой нагрузке соответствует свой оптимальный
перегрев (минимальный коэффициент рабочего времени и расход
электроэнергии при той же температуре в шкафу). Так, при
минимальной нагрузке А оптимальный перегрев равен около 7° С.
При этом отклонение от оптимального значения на ±2° С
увеличивает расход электроэнергии более чем на 40%.
256

2. С увеличением тепловой нагрузки значение среднего
оптимального перегрева значительно возрастает. Так, если при
нагрузке 150 Вт <2опт = 7°С, то при 265 Вт— 11,5°, а при 380 Вт— 15°С.
3. Статическая характеристика ТРВ оказалась такой, что
оптимальные значения перегрева во всех трех режимах были
достигнуты при одной и той же первоначальной настройке ТРВ (трех
оборотах шпинделя). Это показывает, что коэффициент усиления
данного ТРВ, равный 20%/°С (номинальная
производительность— 2000 ккал/ч — достигается изменением перегрева на 5°С),
Рис. 113. Регулирование заполнения испарителя в схемах с теплообменником:
а — по перегреву в теплообменнике; б — поддержанием нулевого перегрева в испарителе.
лучше всего соответствует характеристике данного испарителя.
Таким образом, применение так называемых
«сверхчувствительных» ТРВ, у которых номинальная производительность
достигается изменением перегрева на 1°С или даже меньше, в
большинстве случаев не улучшает статическую характеристику
системы, а ухудшает ее. Кроме того, такие ТРВ (в опытах Данига
коэффициент усиления был равен 175%/°С) значительно
ухудшают динамические свойства системы (дают большие отклонения
перегрева от оптимального значения в переходных процессах).
Поддерживать строго постоянное значение перегрева при
помощи астатических или двухпозиционных приборов [159] для
испарителей без теплообменников также невыгодно, так как при
изменении тепловой нагрузки величина оптимального перегрева
изменяется.
Рассмотрим второй случай работы ТРВ с испарителем (при
наличии теплообменника). Оптимальным является 100%-ное
смачивание поверхности испарителя, т. е. испаритель работает с
некоторым переливом. Количество подаваемой жидкости регулируют
по перегреву в теплообменнике (рис. 113, а).
Чувствительный патрон ТРВ 1 и уравнительную трубку 2
присоединяют на выходе из теплообменника ТО. Однако у
существующих ТРВ максимальный перегрев не превышает 15° С. Таким
17 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович 257

образом, большая часть ТО залита жидким агентом. Так, если
поверхность ТО рассчитана на перегрев 45° С, то 2/з поверхности
смачивается жидкостью и только 7з работает на перегрев A5°С).
Уменьшить заполнение ТО жидкостью с целью увеличения
перегрева можно подсоединением уравнительной трубки ко входу в ТО
(линия 2Г показана пунктиром), так как при этом давление под
мембраной увеличивается на величину сопротивления в ГО и
прикрывает клапан.
Однако из-за малых сопротивлений теплообменников перегрев
увеличивается не более чем на 5° С. Поэтому для достижения
большего перегрева на выходе из ТО чувствительный патрон
следует крепить непосредственно к ТО в том месте, где насыщенные
пары нагреваются примерно на 10°С (т.е. соответствует среднему
открытию ТРВ). Уравнительная трубка при этом может быть
подсоединена как ко входу, так и к выходу из ГО.
Для регулирования нулевого перегрева на выходе из
испарителя в США применяют новый прибор — электрический терморе-
гулирующий вентиль ЭТРВ (рис. 113,6). При появлении на
выходе из испарителя влажного пара сопротивление
полупроводникового чувствительного элемента / резко возрастает. Ток в цепи
нагревателя 2 уменьшается и давление насыщенных паров фреона
в надмембранной полости падает. Под действием пружины клапан
ЭТРВ прикрывается.
Вследствие высокой чувствительности ЭТРВ практически
работает как регулятор двухпозиционного действия. Постоянная
времени прибора определяется его конструкцией. Увеличить ее
можно, заменив, например, жидкий фреон в полости нагревателя
биметаллической пластиной.
Применение ЭТРВ в схемах без теплообменника затруднено,
так как при большой инерционности прибора резкое снижение
нагрузки может привести к попаданию жидкости в компрессор, а при
малой инерционности — к частому включению и отключению, что
снижает надежность его в работе.
КОСВЕННЫЕ МЕТОДЫ РЕГУЛИРОВАНИЯ
ЗАПОЛНЕНИЯ ИСПАРИТЕЛЯ
Наряду с регулированием по уровню в испарителе и по
перегреву пара в одноиспарительных системах применяют также
косвенные методы регулирования, основанные на изменении ряда
параметров во всей установке в результате изменения заполнения
испарителя. К регуляторам косвенного действия относятся
поплавковые вентили высокого давления, дроссельные устройства с
постоянным проходным сечением ПС.
В поплавковом вентиле высокого давления типа ПР-1
(рис. 114, а) благодаря капиллярной трубке 2 пары из камеры
поплавка через трубку 4 дросселируются в испаритель. Вследствие
этого давление в камере поплавка несколько ниже, чем в
конденсаторе, и жидкость из ресивера поступает в камеру поплавка, да-
258

же если последняя расположена значительно выше. При
повышении уровня в камере поплавок 1 открывает проходное сечение
клапана d и производительность регулятора увеличивается. При
уменьшении производительности компрессора жидкость из
конденсатора поступает в меньшем количестве, поплавок опускается
и прикрывает проходное сечение клапана.
™J? °™ие от обычных поплавковых регуляторов высокого
давления ПР-1 не имеет уравнительной паровой трубки. Поэтому он
Рис. 114. Косвенные методы регулирования заполнения испарителей:
с^ноГсеч^Л РАГХЛЯ1°Р0М высокого давления типа ПР-1, б - через
постоянное сечение (ПС), в - струйным насосом (инжектором), г - цикл с
инжектором в диаграмме s-T.
поддерживает уровень не в ресивере, а в камере поплавка Если
общее количество холодильного агента в системе постоянно (п?и
отсутствии неплотностей), то стабилизация уровня в камере по
иаритеале°СВеНН0 °беспечивает определенное значение уровня в иС
Ввиду того, что количество пара, проходящее через
капиллярную трубку 2, невелико, производительность компрессора
снижается не более чем на 1%. При регулировании температуры за счет
цикличной раооты компрессора потери возрастают до 2-3% так
как холодопроизводительность машины падает при уменьшении
коэффициента рабочего времени, а пар продолжае/перетекать
в испаритель по трубке 2 также во время стоянки компрессора
17*
259

Величина потерь производительности холодильной машины
зависит также от диаметра капиллярной трубки. Величину
диаметра можно определить из материального баланса поплавка, если
принять, что давление в камере поплавка рпр должно
поддерживаться на 0,1 МПа ниже, чем в конденсаторе. Количество
образуемого пара за счет теплопритока через поверхность камеры "в
установившемся режиме равно количеству пара, протекающему
через трубку за счет разности давлений рщ> — р0.
Для упрощения конструкции машины регуляторы заполнения
испарителя заменяют различными дроссельными устройствами
с постоянным проходным сечением ПС. К таким устройствам
относятся диафрагмы, капиллярные трубки, форсунки и струйные
насосы (инжекторы, или эжекторы). Применение постоянных
сечений снижает эффективность заполнения испарителя, однако
в отдельных случаях (при сравнительно постоянной тепловой
нагрузке) их применение целесообразнее, чем ТРВ или поплавковых
регуляторов.
Рассмотрим, как достигается самовыравнивание при
использовании ПС, причины неэффективного заполнения испарителя и
способы повышения эффективности ПС.
Если проходное сечение ПС (рис. 114,6) соответствует
номинальной (максимальной) производительности компрессора, то при
уменьшении тепловой нагрузки на испаритель жидкость
попадает в компрессор. Для предупреждения этого следует ограничить
заполнение системы холодильным агентом (чтобы весь агент
занимал примерно 90% емкости испарителя). Тогда при снижении
нагрузки на испаритель и соответствующем (автоматическом)
снижении производительности компрессора необходимое
уменьшение подачи агента через ПС достигается поступлением через
ПС в испаритель горячего пара из конденсатора (ПС слишком
велико), что значительно снижает эффективность машины.
Для устранения этих потерь иногда дополнительно
увеличивают степень самовыравнивания путем изменения давления
конденсации. Для этого выбирают проходное сечение ПС несколько
меньше номинальной производительности компрессора. Тогда при
работе компрессора уровень жидкости в испарителе уменьшается,
что при отсутствии ресивера приводит к переполнению кондесато-
ра. Давление в нем повышается и подача жидкости через ПС
автоматически увеличивается. Однако искусственное повышение
давления конденсации также вызывает потери
производительности компрессора.
Наиболее эффективно применение ПС в тех случаях, когда
регулирование температуры объекта осуществляется пуском и
остановкой компрессора. При остановке компрессора пары из
конденсатора переходят в испаритель, и производительность ПС, как
и компрессора, становится равной нулю. С увеличением времени
работы компрессора возрастает также производительность ПС.
Потеря производительности машины в этом случае, связанная
с перепуском пара высокого давления в испаритель при остановке
260

компрессора и в первый момент после его пуска, не превышает
4—5%. Снижение производительности можно полностью
устранить установкой перед ПС соленоидного вентиля, который
закрывается при остановке компрессора. Однако при этом теряется
одно из преимуществ ПС — облегченный пуск компрессора за
счет выравнивания давлений в конденсаторе и испарителе за
время стоянки.
Применение СВ также не обеспечивает полного соответствия
производительности ПС и компрессора. При снижении
производительности компрессора из-за повышения давления конденсации
производительность ПС автоматически падает за счет перепуска
вместе с жидкостью части горячего пара, что снижает
эффективность работы машины.
Для повышения коэффициента теплопередачи испарителя
целесообразно повысить скорость движения жидкости в трубках
испарителя путем увеличения кратности циркуляции, т. е. за счет
подачи насосом неиспарившейся жидкости снова на вход
испарителя. Однако дополнительное включение в схему циркуляционного
насоса, например в испарителях оросительного типа, усложняет
конструкцию машины, снижает ее надежность и приводит к
дополнительному расходу энергии на привод насоса. При
использовании струйного насоса (рис. 114, в) проходное сечение горла
сопла инжектора соответствует максимальной тепловой нагрузке на
испаритель и производительности компрессора. Благодаря
большой скорости при выходе жидкости из сопла в камере смешения
(точка А) создается низкое давление, и жидкость из отделителя
жидкости ОЖ начинает поступать в камеру смешения. С
увеличением количества рециркулируемой жидкости за счет возрастания
скорости увеличивается и работа на циркуляцию. Когда работа
станет равной работе, которую может произвести жидкость при
расширении в сопле, количество рециркулируемой жидкости
достигнет своего предельного значения.
По формуле (I—73) коэффициент инжекции1
"-сс|/^--1, (VII—28)
где A**i=/s—*4т~- адиабатический перепад при дросселировании основного потока
жидкости;
AiV=*6t—*б— адиабатический перепад при сжатии смеси с давления /?А до рБ>
сс«*0,7 — коэффициент, учитывающий потери в инжекторе.
Чтобы не определять точку смеси i^ можно принять, что
Для расчета и по формуле (VII—28) давление ръ можно
определить методом последовательного приближения. Задаваясь
определенным значением скорости, по формулам гидравлики находят
соответствующую потерю напора р на пути движения жидкости.
1 Коэффициент инжекции и показывает, сколько килограммов жидкости
подсасывает инжектор на 1 кг жидкости, поступающей в испаритель из конденсатора.
261

Тогда рБ==рА+Ар. Зная ръ, по формуле (VII—28) находима.
Значение и можно определить также по формуле
wf
и = — , (VII—29)
та
где w n f — скорость и площадь сечения в рециркуляционной трубке.
Если значение и, вычисленное по формуле (VII—29), не совпадет
со значением и по формуле (VII—28), то задаются другим
значением скорости.
Значения коэффициентов инжекции лежат в пределах 3—6.
Для увеличения коэффициента инжекции можно уменьшить
сопротивление сети (т. е. максимально увеличить диаметры
трубопроводов). Удельная холодопроизводительность 1 кг агента при
использовании струйного насоса такая же, как и при обычном
дросселировании, так как энергия адиабатического расширения
расходуется на перемещение жидкости, при котором вся энергия
вновь превращается в тепло трения. Зато дополнительной затраты
работы на перемещение жидкости не требуется.
Вопрос о расчете струйных насосов при использовании их в
качестве дросселя более подробно рассмотрен в статье Т. М. Суты-
риной [60]. При уменьшении тепловой нагрузки
производительность струйного насоса, как и ПС, снижается вследствие
поступления вместе с жидкостью некоторого количества пара. При
цикличной работе компрессора эти потери уменьшаются, и выгода,
достигнутая за счет увеличения коэффициента теплопередачи при
циркуляции жидкости значительно увеличивается.
ВЫБОР РЕГУЛЯТОРА ДЛЯ ЗАПОЛНЕНИЯ ИСПАРИТЕЛЯ
Особенности низкотемпературных машин обусловливают ряд
требований к регуляторам заполнения испарителя холодильным
агентом. Они должны:
быть универсальными, так как низкотемпературные машины
выпускаются малыми сериями для различных целей;5
работать в широком диапазоне температур;
иметь регулируемый диапазон пропорциональности, чтобы
обеспечивать оптимальный перегрев для испарителей с различной
статической характеристикой (зависимостью оптимального
перегрева от нагрузки) и динамической характеристикой (характером
изменения перегрева или уровня во времени с изменением
тепловой нагрузки или подачи жидкости в испаритель);
иметь максимально возможную простоту и надежность, так как
установки находят применение при специальных ответственных
испытаниях различной аппаратуры.
Наиболее универсальным параметром, определяющим степень
заполнения испарителя, является перегрев выходящего пара
(кроме оросительных испарителей, в которых независимо от степени
заполнения перегрев на выходе из испарителя равен нулю).
Поэтому для регулирования заполнения испарителей в большинстве
262

случаев применяют ТРВ. Так как выпускаемые ТРВ (см. табл. 25)
имеют существенные недостатки (они рассчитаны на
определенный агент, имеют ограниченный интервал температур кипения,
определенную производительность), то для низкотемпературных
машин требуется большое количество типоразмеров приборов.
Каждый типоразмер выпускается в небольшом количестве, что
затрудняет их освоение. В этом отношении наиболее универсальным
был бы регулятор непрямого действия, состоящий из
дифференциального датчика температуры (например, два термометра со-
8 номпре ссор
J \ М конденсатора
л—tL
Из ионйенсатора.
АЛЛЛ/V
Чт-Ь
i
V^J—''
Рис. 115. Схемы увеличения производительности регуляторов
заполнения в период пуска:
а —в машине ФДС-10: / — 22TPB-60B, 2 —22ТРВ-25Н, 3 — РВ, 4 и 5 — СВА-15;
б — в машине МПС-250.
противления), универсального усилителя с регулируемым
коэффициентом усиления и исполнительным механизмом. Но такой
регулятор значительно сложнее по конструкции и не удовлетворяет
требованию простоты и надежности.
Когда машина рассчитана на частую работу, в пусковых
режимах применяют два регулятора, установленных параллельно, так
как ограниченная производительность ТРВ не позволяет
компрессору работать с большой производительностью (увеличивается
продолжительность достижения номинальной температуры).
Например, можно применить два ТРВ (рис. 115, а).
Соленоидный вентиль 5, расположенный перед ТРВ большей
производительности, открыт только в период пуска и закрывается при
достижении режима, близкого к номинальному. Соленоидный вентиль
4 перед вторым ТРВ закрывается только при остановке
компрессора, чтобы исключить возможность поступления жидкости или
пара в испаритель при длительной остановке (перегрев при этом
может оказаться больше величины перегрева закрытия).
Увеличение производительности дроссельного устройства
постоянного сечения в пусковой период можно достичь
параллельным подключением к нему поплавкового регулятора ПР-1
(рис. 115,6). В период пуска жидкость не успевает проходить че-
263

рез сопло инжектора, и уровень в поплавковой камере
увеличивается, пока поплавок не откроет дроссельное отверстие клапана.
Указанные устройства увеличения производительности
регуляторов заполнения обеспечивают нормальную работу машины не
только в пусковой период, но также при существенно различных
температурах кипения.
Для расширения диапазона работы регуляторов перегрева
некоторые чехословацкие фирмы [157] применяют реле разности
О 5 W 15 20 25
' I М I I I М I 1 I I Ы I I I М I 1 I I I I f. or
Рис. 116. Дифференциальное
реле температуры типа
ДЛР-1 (дифференциальный
логометр).
температур (типа HSP), снабженные двумя контактными
устройствами, которые последовательно срабатывают в зависимости от
величины перегрева. Первый контакт можно использовать для
управления цикличной работой соленоидного вентиля перед РВ,
второй как прибор защиты — для отключения компрессора, если
перегрев станет ниже допустимой величины.
В качестве реле разности температур можно использовать
дифференциальный логометр типа ДЛР-1 (рис. 116). При^ изменении
разности измеряемых температур экран Э, укрепленный на
стрелке логометра, перекрывают лучи лампочки Л. При этом
фотосопротивление ФС уменьшает силу тока, и выходное реле Р отпускает
свои контакты. Винт 5, перемещая каретку К с
фотосопротивлением и лампочкой, позволяет установить заданный перегрев в пре-
264

делах от 0 до 25° С. Дифференциал (нерегулируемый) равен
0,3—0,4° С.
Регулируемым сопротивлением Rp добиваются того, чтобы
общее сопротивление цепи (двух проводов, идущих от прибора к
одному из термометров сопротивления, плюс Rv) было равно 2,5±
±0,01 Ом.
Калиброванное сопротивление #к=46,24 Ом служит для
контроля правильности показаний прибора. Для проверки прибора
надо отсоединить термометры сопротивления Rt, и Rt2 и перемычку
2—5, а клеммы Д 2, 3, 4 — замкнуть. Отклонение стрелки от
красной черты на шкале прибора не должно превышать ±2,5% от
диапазона шкалы.
Регулирование заполнения испарителя с помощью совместного
использования реле разности температур и СВ дает возможность
широкой унификации регуляторов для заполнения испарителей.
Этот способ перспективен для испарителей большой емкости, в
которых отклонения перегрева от среднего значения сравнительно
невелики.
РЕГУЛИРОВАНИЕ ДАВЛЕНИЯ КОНДЕНСАЦИИ
Конденсатор как объект регулирования давления конденсации
обладает большой степенью самовыравнивания. При повышении
производительности компрессора давление конденсации и
температура увеличиваются. Это приводит, с одной стороны, к снижению
производительности компрессора из-за увеличения степени сжатия,
с другой — к увеличению количества тепла, отводимого водой или
воздухом, за счет возрастания средней разности между
температурами конденсации и окружающей среды. В результате с
повышением производительности компрессора давление конденсации
возрастет незначительно.
Оптимальным считают такое давление конденсации, при
котором суммарные затраты на электроэнергию и на воду
минимальны; оно определяется действующими тарифами на воду и
электроэнергию [11]. При определении оптимального давления
конденсации следует учитывать, что с повышением давления конденсации
снижается надежность холодильных машин [149, 160].
Кроме того, изменение давления конденсации вызывает
изменение производительности регулятора заполнения испарителя,
который начинает работать не в оптимальном режиме. Особенное
значение последний фактор имеет в низкотемпературных машинах.
С понижением давления конденсации ТРВ начинает поддерживать
более высокий перегрев. При регулировании заполнения
испарителя поплавковым регулятором типа ПР-1 может.полностью
прекратиться подача жидкости в испаритель (например, когда камера
поплавка находится в теплом помещении и выше конденсатора,
а давление в конденсаторе из-за охлаждения холодной водой
слишком низкое).
265

В случае применения ПС для заполнения испарителя
повышение давления конденсации, как указывалось, увеличивает пропуск
пара через ПС, что снижает производительность машин. Кроме
/ того, в низкотемпературных
машинах разность давлений в
конденсаторе и испарителе
часто находится на пределе, и
превышение этой разности
приводит к недопустимым
нагрузкам на детали компрессора.
Для регулирования
давления конденсации в
низкотемпературных машинах
применяют водорегуляторы ВР,
которые при повышении
давления конденсации увеличивают
подачу воды для охлаждения
конденсатора.
На рис. 117 приведена
типовая конструкция водорегу-
ляторов. Приборы
предназначены для машин, работающих
на фреоне-12 (ВР типаР62002)
и на фреоне-22 или аммиаке
(Р62003).
Рис. 117. Водорегулятор ВР:
I — рукоятка (гайка) задатчика; 2 — пружина
задатчика; 3 — мембрана; 4 — золотник;
5 — корпус; 6 — мембрана; 7 — сильфон;
8 — штуцер подвода давления конденсации;
9 —> сильфонная коробка.
Пропускная способность воды при перепаде давлений 0,1 МПа
составляет:
диаметр условного прохода, мм 10 15 20 25
расход воды, м3/ч 0,65 1,6 2,5 4,1
Начало открытия клапана регулируется натяжением пружины
в пределах от 0,5 до 1 МПа (для Р62002) и от 0,8 до 1,6 МПа
(для Р62003). Диапазон пропорциональности (обеспечивающий
полное открытие) — 0,2 МПа. Более полная характеристика
приборов этого ряда приведена в соответствующей литературе [161].
266

ГЛАВА VIII
АВТОМАТИЗАЦИЯ УСТАНОВКИ
В ПУСКОВОЙ ПЕРИОД И АВТОМАТИЧЕСКАЯ ЗАЩИТА
АВТОМАТИЗАЦИЯ ПУСКА
Пуск компрессора — период разгона его от нуля до
номинального числа оборотов — может совпадать с первым моментом
пуска установки, но может иметь и самостоятельное значение, если
в номинальном режиме заданная температура объекта
поддерживается за счет пуска и остановки компрессора.
Пуск установки
В период пуска установки производительность компрессора
благодаря высокому давлению всасывания во много раз выше, чем
при номинальном режиме. Это вызывает соответствующее
увеличение потребляемой мощности, тепловой нагрузки на конденсатор
и требует увеличения производительности регулятора заполнения
испарителя.
В тех случаях, когда установка рассчитана на сравнительно
частый пуск, электродвигатель выбирают на максимальную
мощность компрессора. Поверхность конденсатора также
рассчитывают с запасом, чтобы в пусковой период не возникали опасные
давления конденсации. Это обеспечивает максимальное сокращение
длительности пускового периода, но увеличивает габариты
установки, ее стоимость и снижает эффективность работы двигателя
при номинальном режиме.
Если установка рассчитана на длительную непрерывную
работу, то целесообразнее искусственно ограничить производительность
компрессора в пусковой период. В этом случае мощность
двигателя и поверхность конденсатора можно сократить. Однако время
пуска возрастает (от 1—2 ч до суток).
Автоматическое ограничение производительности компрессоров
в пусковой период можно осуществить следующими способами.
1. Включением только одного компрессора (обычно ступени
высокого давления). Когда давление в испарителе или
промежуточном сосуде упадет до заданного предела, реле давления
подключает нижнюю ступень. Благодаря простоте этот способ получил
наибольшее распространение. Для уменьшения потерь, связанных
с прохождением пара через клапаны неработающего компрессора,
иногда одновременно с пуском компрессора высокой ступени
открывается соленоидный вентиль на линии байпаса нижней ступени.
Кроме того, это сохраняет слой смазки на стенках цилиндра
неработающего компрессора, что улучшает условия его последующего
пуска. При включении компрессора нижней ступени байпас
закрывается.
Включение компрессора нижней ступени вызывает резкое
дополнительное снижение давления в испарителе. Интенсивность ки-
267

пения повышается, что в некоторых установках может привести
к выбросу жидкости из испарителя. Если схема установки не
обеспечивает достаточно надежную защиту от попадания жидкости
в компрессор, то в пусковой период следует применить методы
плавного изменения холодопроизводительности, например
дросселирование на всасывании.
2. Отключением отдельных цилиндров в многоцилиндровом
компрессоре, например отжимом всасывающих клапанов при
помощи электромагнитного толкателя или специального клапана,
приводимого в движение давлением масла (см. рис. 95).
Возможно также открытие байпаса в обвод цилиндров нижней ступени.
3. Дросселированием на всасывании. Для этого используют
регуляторы давления «после себя» прямого или непрямого действия.
Величина давления всасывания, на которую настраивают
регулятор, выше, чем давление в испарителе при номинальном режиме.
Поэтому регулятор поддерживает рВс=const только в пусковой
период. Когда давление в испарителе станет ниже рвс, регулятор
полностью откроется. Этот способ применяют обычно в каскадных
установках для ограничения производительности компрессора в
одноступенчатом нижнем каскаде.
4. Плавным или ступенчатым изменением числа оборотов. Для
этого требуются электродвигатели специальной конструкции.
5. Ограничение максимальной производительности регулятора
заполнения испарителя. Это возможно в схемах, в которых при
длительной остановке весь холодильный агент находится на
стороне высокого давления. В этом случае компрессор долго
работает на пониженном давлении из-за неполного заполнения
испарителя. Недостаток этого способа в том, что резкое охлаждение
нижней части испарителя (в испарителях затопленного типа) приводит
к деформации металла, что в некоторых случаях нарушает
герметичность аппарата.
Пуск компрессора
На пусковой период установки в первый момент пуска
накладывается пусковой период компрессора. На преодоление сил инерции
в период разгона (от нуля до номинального числа оборотов)
требуется дополнительная мощность. Это вызывает повышение силы
тока. Если пусковой момент двигателя недостаточен, то в период
разгона компрессора необходимо максимально разгрузить
компрессор, что достигается следующими способами: 1) увеличением
времени разгона, 2) разгрузкой от сжатия пара, 3) выравниванием
давления нагнетания и всасывания (перед пуском).
1. Замедленный пуск обычно применяют, когда можно плавно
изменять число оборотов электродвигателя. Если скорость
двигателя не регулируется, то между двигателем и компрессором
можно установить гидравлическую или другую муфту, позволяющую
удлинить продолжительность разгона компрессора.
2. Разгрузка компрессора от сжатия пара в период разгона
достигается открытием байпаса или отжимом всасывающих клапа-
268

нов. В обоих случаях в схеме должно быть устройство, которое
после разгона компрессора включает его на полную
производительность. При разгрузке компрессора открытием байпаса
нагнетательный трубопровод должен быть отключен от компрессора. Для
этого устанавливают обратный клапан. Нижнюю ступень
компрессора разгружают открытием байпаса (СВ) на линии сброса
давления из промсосуда в отделитель жидкости (байпас нижней
ступени). После разгона компрессора соленоидный вентиль можно
отключить при помощи реле времени.
При разгрузке компрессора отжимом всасывающих клапанов
их включение может производиться давлением масла, создаваемым
маслонасосом после разгона двигателя, или уменьшением
пускового тока (в конструкциях, предусматривающих отжим клапана
электромагнитом).
Полная разгрузка компрессора в период его разгона
практически не увеличивает длительности пускового периода установки, так
как время разгона компрессора составляет 5—15 с.
3. В мелких холодильных машинах, в которых регулирование
заполнения испарителя осуществляется через постоянное сечение
или поплавковый регулятор типа ПР-1, давление в конденсаторе
и испарителе за время стоянки компрессора выравнивается. Таким
образом, первые несколько секунд после включения компрессор
работает при пониженной разности давлений.
В холодильных машинах мощностью до 400 кВт можно
осуществить пуск компрессора без специальной разгрузки. Для этого
применяют двигатели с повышенным начальным пусковым
моментом (с дополнительной пусковой обмоткой и др.)» а также
асинхронные двигатели с повышенным пусковым моментом (типа АП).
Наряду с повышением мощности период разгона компрессора
в низкотемпературных машинах часто сопровождается выбросом
масла из картера в цилиндр компрессора. Это связано с
растворением паров фреона в масле в период стоянки компрессора. При
включении компрессора давление в картере резко понижается,
пары фреона выделяются из масла и масло вспенивается, нарушая
работу масляного насоса.
Для облегчения автоматического пуска компрессора (снижения
концентраций фреона в масле) некоторые фирмы (например,
«Луара», Франция) практикуют поддержание высокой температуры
масла в картере в период стоянки компрессора за счет
периодического включения электроподогрева от терморегулятора.
В большинстве случаев возможность попадания масла в
цилиндр при резком понижении давления в картере устраняется
конструкцией самого компрессора (см. рис. 43).
АВТОМАТИЧЕСКАЯ ЗАЩИТА
Автоматическая защита предназначена для предотвращения
возникновения опасного режима работы установок, при котором
выход хотя бы одного из параметров системы за допустимые пре*
269

делы может привести к повреждению отдельных узлов машины
и .к аварии.
Возникновение опасного режима может быть вызвано
внутренними факторами (отказ одного из элементов машин) и внешними
факторами (превышение допустимой нагрузки на машину из-за
прекращения подачи охлаждающей воды, падения напряжения
в сети, резкого увеличения теплопритоков и др.).
Автоматическая защита может быть предупредительной и
аварийной.
Предупредительная защита не допускает
наступления опасного режима, реагируя непосредственно на отклонение
внешних воздействий от допустимых пределов. К таким средствам
защиты относятся: струйное реле, останавливающее компрессор
в случае прекращения подачи охлаждающей воды на конденсатор
или в рубашку компрессора; реле напряжения, отключающее
компрессор при падении напряжения в сети или в случае обрыва
одной фазы, а также различная блокировка, предупреждающая,
например, включение компрессора, если не включен вентилятор
низкотемпературного воздухоохладителя или остановлен насос
хладоносителя и т. д.
Предупредительная защита часто сочетается с
предупредительной сигнализацией. Недостаток предупредительной защиты —
необходимость большого количества средств автоматизации, так как
причины, вызывающие опасный режим, очень разнообразны.
Поэтому предупредительную защиту применяют только в тех
случаях, когда нагрузка часто выходит за допустимые пределы,
вызывая серьезные последствия. В остальных случаях применяют
аварийную защиту.
Аварийная защита обеспечивает остановку компрессора,
срабатывание предохранительных клапанов, другие меры, когда
один из параметров принимает опасное значение. К аварийной
защите относится защита от высокого давления в конденсаторе, от
попадания жидкости в компрессор, от нарушения системы смазки
и перегрева компрессора, от перегрузки электродвигателя и др.
Число контролируемых параметров определяется схемой
установки и конструкцией отдельных узлов.
Рассмотрим основные параметры, которые часто выходят за
допустимые пределы.
Давление нагнетания
Аппараты и детали компрессора рассчитаны на определенное
максимальное давление. Во время эксплуатации возникают
условия, при которых давление конденсации выходит за допустимый
предел. К внешним факторам, вызывающим повышение давления,
относятся: слишком высокая температура окружающей среды,
уменьшение количества подаваемой воды или воздуха, попадание
воздуха в систему. К внутренним — загрязнение теплопередающей
270

поверхности (маслом, водяным камнем), переполнение
конденсатора жидким агентом.
При пуске компрессора с закрытым или не полностью
открытым нагнетательным вентилем резко возрастает давление
нагнетания при нормальном давлении в конденсаторе.
Для защиты от высокого давления применяют реле высокого
давления РДВ, которые при повышении давления размыкают элек-
Рис. 118. Схема реле давления РД-3-01:
/ — сильфон низкого давления; 2, 3 — рычаги; 4 — пружина дифференциала;
5 — винт настройки дифференциала; 6 — шкала дифференциала; 7 — шкала
настройки выключения низкого давления; 8 — пружина настройки
отключения низкого давления; 9 — винт настройки; 10 — рычаг; // —
микропереключатель; 12— винт настройки высокого давления; 13 — пружина
настройки; 14 — шкала; 15 — рычаг; 16 — сильфон высокого давления; 17 — винт
юстировки выключения низкого давления; 18 — пружинка.
трические контакты и останавливают компрессор. Давление
отключения, на которое настраивают РДВ, примерно на 0,1 МПа
A кгс/см2) ниже максимально допустимого для данной машины.
При пуске двухступенчатого компрессора с открытым байпасом
I ступени давление в промсосуде должно быть таким, как и в
испарителе. Если один из вентилей на линии сброса давления из
промсосуда в ОЖ закрыт, то давление в промсосуде повышается.
Во избежание этого иногда устанавливают дифференциальное
реле давления, например типа РКС (см. рис. 121), которое
выключает электродвигатель, когда разность давлений в промсосуде и
испарителе становится выше 0,05 МПа @,5 кгс/см2).
Конструкции реле давлений очень разнообразны. Реле
давлений РД-3-01 (рис. 118) состоит из двух реле: низкого РДН и вы-
271

сокого РДв давления. Каждое реле может независимо от другого
разомкнуть электрические контакты микровыключателя (РДН
разрывает контакты при понижении давления). Давление
выключения РДВ регулируется натяжением пружины 13 винтом 12.
Шкала 14 показывает установленную настройку. Давление выключения
РДв (избыточное) регулируется в пределах от 0,7—1,9 МПа (от 7
до 19 кгс/см2), дифференциал РДВ постоянный и равен 0,2 МПа
B кгс/см2).
Рис. 119. Контактный манометр. Рис. 120. Реле расхода.
Техническая характеристика выпускаемых РД приведена
в табл. 26.
В качестве РДВ удобно использовать контактный манометр
(рис. 119). При повышении давления стрелка замыкает контакт
1К, который может устанавливаться специальным ключом в любой
точке шкалы. Передвижной контакт 2К замыкается стрелкой при
понижении давления. Таким образом, дифференциал регулируется
в пределах шкалы. Такие приборы (типа ЭКМ-1) выпускаются
заводом «хМанометр» со шкалой давлений рИзб от 0 кгс/см2 или от
вакуума 760 мм рт. ст. до 2,5; 4; 6; 10; 16; 25; 40; 60 и 100 кгс/см2.
класс 2,5. Разрывная мощность контактов всего 10 В -А. Поэтому их
применяют с промежуточным реле. Для работы во взрывоопасных
помещениях изготовляют аналогичные приборы типа НЭ16РБ.
Указанные реле давлений могут использоваться не только для
защиты, но и для двухпозиционного регулирования давления в
заданных пределах.
Повышение давления конденсации чаще всего вызывается
прекращением или уменьшением подачи воды. Поэтому на линии
подачи воды целесообразно устанавливать реле расхода; оно
выключает компрессор при уменьшении подачи воды, не допуская
повышения давления (предупредительная защита).
Простейшая конструкция реле расхода показана на рис. 120.
При меньшем расходе воды через вентиль Si в левом сосуде уста-
272

Таблица 26
Реле давления
РД-1
РД-3-01
РД-3-02
(для фреона-22)
РД-1Б-01
РД-2Б-02
РД-2Б-03
РДА-4А-01Т
РДА-4А-02Т
Блок низкого давления
давление
размыка-
ния Р изб

регулируемое, lfcx
ХПа
—0,254-
4-3,8
—0,34-4
0,24-7
-0,34-4
Нет
—0,74-4
—0,94-0

дифференциал

гулируемый,
105-Па
0,44-2,5
0,34-2,5
0,54-2,5
0,44-2,5
Нет
»
0,44-2,5
0,154-0,6

предельно
допустимое
"изб* 105Х
ХПа
12
12
16
16
Нет
»
15
15
Блок высокого давления
давление

размыкания ризб

регулируемое, 105х
ХПа
64-12
74-19
84-24
Нет
14-7
74-19
64-18
0,54-10

дифференциал

регулируемый,
10'- Па
2,5
3
2,5
Нет
14-2,5
24-5
14-2,5
14-1,8
предельно
допусти-
мое ^изб,
10е-Па
18
21
30
Нет
18
25
21
21
Примечания: 1. Буквы в индексах обозначают: А—аммиачное, Б —
брызгозащищенное исполнение; Т — тропическое.
2. Разрывная мощность контактов РД при напряжении 380 В равна 150 В-А,
при 220 В — 300 В-А.
3. Основная погрешность настройки 4% от диапазона настроек..
навливается более низкий уровень. Такой же уровень установится
и в правом сосуде. Поплавок опускается, и ртутный переключатель
(меркоид) разрывает цепь питания магнитного пускателя
компрессора. Расположение поплавка в левом сосуде, непосредственно на
пути движения жидкости, вызывает частое срабатывание
контактов из-за колебания уровня в переходных дроцессах. Поэтому
поплавок устанавливают в правом сосуде, в котором колебание
уровня значительно меньше благодаря сопротивлению трубки между
сосудами.
Вместо реле расхода для остановки компрессора можно
использовать реле низкого давления (см. рис. 118). Корпус сильфона 1
соединяют трубкой с линией подачи воды на конденсатор. При
нормальной работе под действием давления воды контакты реле
замыкаются. С прекращением подачи воды ее давление падает,
и контакты реле размыкаются.
Однако отключение компрессора не всегда снижает давление
в конденсаторе. Увеличение температуры окружающей среды или
подача теплой воды на конденсатор вызывает повышение давления
в конденсаторе даже после остановки компрессора. Кроме того,
вероятность отказа реле давления сравнительно велика B—3%).
Поэтому на конденсаторах (и испарителях) устанавливают
предохранительные клапаны с выпуском холодильного агента в
атмосферу. Перепуск агента через ПК из конденсатора в испаритель
не допускается, так как в случае одновременного повышения
давления во всех аппаратах ПК на конденсаторе не сработает [88].
18 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
273

На компрессоре ставят предохранительный клапан, соединяющий
нагнетательную полость со всасывающей, когда разность
давлений оказывается выше допустимой.
Защита от пониженного давления в испарителе
В случае снижения тепловой нагрузки автоматическое
регулирование температуры охлаждаемого объекта (см. стр. 206)
предусматривает соответствующее снижение производительности
компрессора, что повышает давление в испарителе. При нарушении
регулирования снижение тепловой нагрузки приводит к падению
давления и температуры кипения. Это может вызвать замерзание
хладоносителя в трубках испарителя, а при резком снижении
давления (например, в случае засорения регулирующего вентиля)
возможен выброс масла из картера компрессора. В герметичных
компрессорах может произойти перегрев обмотки
электродвигателя.
Аварийная защита от недопустимого снижения давления
обычно осуществляется при помощи реле низкого давления (см.
рис. 118), которое останавливает компрессор, когда давление
становится примерно на 0,05 МПа ниже номинального (при
цикличной работе компрессора ниже давления отключения).
В установках с кожухотрубными испарителями часто
предусматривают предупредительную защиту (автоматическую
блокировку): при остановке насоса компрессор выключается. Кроме
того, устанавливают реле расхода, которое прекращает работу
компрессора при опасном уменьшении циркулирующего хладоносителя.
Защита от влажного хода
Попадание жидкого холодильного агента в компрессор — одна
из наиболее частых причин серьезных аварий. Защита от
влажного хода обычно предусматривается самой схемой установки
(отделители жидкости, теплообменники, ограниченное заполнение
системы холодильным агентом, ложные крышки в компрессоре и др.).
Однако на крупных машинах целесообразно устанавливать
аварийную защиту.
Автоматические приборы останавливают компрессор в случае
превышения контрольного уровня жидкого холодильного агента
в отделителе жидкости или в промежуточном сосуде.
Защита компрессора от перегрева
и от нарушения системы смазки
Перегрев компрессора выше допустимой температуры может
быть вызван разнообразными причинами. Нагрев подшипников
и других трущихся частей происходит из-за нарушения подачи
масла. Цилиндр чаще всего перегревается из-за перепуска сжатых
паров на сторону всасывания через неплотные кольца и при по*
274

ломке пластины предохранительного клапана. Головка
компрессора перегревается главным образом из-за неплотности
нагнетательных клапанов, попадания воздуха в систему и слишком высокого
давления конденсации.
Чрезмерный перегрев увеличивает износ компрессора и может
привести к разложению и вспышке смазки. Для аммиачных
компрессоров и для фреона-22 температура сжатых паров не должна
превышать 150° С на верхней ступени и 115° С на нижней, а для
<фреона-12 должна быть не выше 100° С.
Остановка компрессора при достижении опасной температуры
реле
температуры,
например
ДУ 6
осуществляется при помощи
ТР-2А-06ТМ, чувствительный
элемент которого крепится в
головке компрессора.
В качестве чувствительных
элементов реле температуры в
последнее время начали
применять полупроводниковые термо-
*сопротивления [163].
Контролировать температуру
деталей внутри компрессора
затруднительно. Поэтому ее
повышение предотвращается путем
контроля системы смазки.
В компрессорах с
принудительной системой смазки
давление масла после насоса должно
быть на 0,05—0,1 МПа выше,
чем давление в картере. Если
указанная разность давлений
станет ниже 0,05 МПа,
дифференциальное реле давлений
останавливает компрессор. Схема
дифференциального реле типа
РКС (реле контроля смазки)
приведена на рис. 121. Когда
давление масляного насоса р2
(снизу) превышает давление в картере pi более чем на 0,05 МПа,
рычаг 1У преодолев силу пружины 2, поворачивается вокруг оси
В по часовой стрелке. В этом же направлении вращается
укрепленный на нем рычаг 5, пока конец его (точка О) с укрепленной
на нем пружиной не перейдет за ось А—?, что вызывает резкое
замыкание контактов 5. Первоначальный зазор между
контактами устанавливается винтом 4 и определяет величину
дифференциала, который затем остается постоянным (не более 0,04 МПа).
При понижении разности давлений точка О перемещается влево,
и контакты размыкаются.
Величина разности давлений, при которой происходит
размыкание контактов, регулируется (натяжением пружины 2) в преде-
Рис. 121.
в
Схема дифференциального
реле типа РКС.
18*
275

лах от 0,02 до 0,18 МПа (РКС-1А-01, РКС-1В и РКС-1Б) или от
0,05 до 0,35 МПа (РКС-1А-02). Если фактическое значение
разности давлений, при которой происходит размыкание контактов, не
совпадает со значением, которое указано на шкале, то необходимо
изменить положение рычага 3 относительно рычага / поворотом
винта 6.
Для остановки компрессора при уменьшении подачи масла
можно использовать реле расхода масла.
В аммиачных компрессорах, имеющих смазку
разбрызгиванием или с плунжерным насосом, который дает большие колебания
в давлении масла, иногда устанавливают реле уровня для
выключения компрессора при снижении уровня масла в картере [162].
Однако в мелких компрессорах экономически не выгодно ставить
дополнительные приборы защиты.
К предупредительной защите от перегрева компрессора можно
отнести реле расхода воды, питающей водяную рубашку
компрессора.
При снижении подачи воды реле останавливает компрессор.
Защита электродвигателей
Обмотки электродвигателя рассчитаны на определенную
номинальную силу тока. С увеличением потребляемой мощности сила
тока возрастает. Кроме того, возрастание силы тока происходит
при уменьшении напряжения в сети и при отключении одной фазы.
Если обрыв фазы происходит во время работы компрессора, то
иногда (при малой нагрузке на валу) двигатель продолжает
работать, и сила тока в обмотках возрастает примерно на 60—70%.
Если обрыв фазы произошел во время стоянки компрессора, то при
включении электродвигателя мощность его оказывается
недостаточной для разгона компрессора. Сила тока в обмотках примерно
в 4 раза превышает номинальное значение. Двигатель не
раскручивается и сильно перегревается.
Превышение силы тока вызывает перегрев обмоток,
разрушение их изоляции и выход из строя электродвигателя. Чем больше
перегрузка (отношение фактической силы тока к номинальной),
тем быстрее наступает сгорание обмотки. Поэтому амперсекунд-
ную характеристику приборов защиты электродвигателей от
перегрузки, т. е. зависимость времени срабатывания теплового реле,
от степени перегрузки, подбирают с таким расчетом, чтобы при
перегрузке на 25—35% время срабатывания было не более 30 мин,
а при четырехкратной перегрузке — от 5 до 30 с.
Поскольку в эксплуатации основной причиной перегрузки
электродвигателя является обрыв одной фазы (более 70% всех
случаев перегрузки), то целесообразно применять предупредительную
защиту — непосредственное отключение электродвигателя при
обрыве одной из фаз [164].
276

Защиту можно осуществить с помощью реле обрыва фаз Е-511
(рис. 122). Фильтры Ci-Ri и С2-/?2 подобраны так, что при
номинальном режиме напряжение между точками а и б равно нулю.
Поэтому вспомогательное реле 2Р обесточено и размыкающий
контакт его 2Р-1 питает обмотку выходного реле IP. В случае
обрыва одной из фаз или асимметрии напряжений между
точками а и б появляется напряжение. Реле 2Р срабатывает и своим
контактом 2Р-1 отключает реле 1РУ которое останавливает
электродвигатель.
При симметричном понижении напряжения в трех фазах до
0,6 f/ном реле не срабатывает. Разрывная мощность контактов
Е-511 при 220 В 100 В-А.
Рис. 122. Защита электродвигателя от
работы на двух фазах с помощью
реле Е-511.
*ш Л
2Р
2Р-1„ 1Р
Схемы включения приборов защиты
При составлении электрических схем включения приборов
защиты средних и крупных установок обычно руководствуются
следующими основными положениями.
1. Неисправность (обрыв) в цепи аварийной защиты должна
вызывать отключение установки.
2. Отключение компрессора прибором аварийной защиты
должно исключить самоз,ап!уск двигателя, если опасный параметр
после остановки пришел в нормальное состояние (для Повторного
пуска необходимо устранить причину срабатывания защитны и
вручную деблокировать защиту).
3. Сигнализация должна ук^ЦйЪать, какой из приборов защиты
отключил установку, и обеспечивать общий аварийный световой
или звуковой сигнал (отключающийся вручную).
4. Приборы предупредительной защиты целесообразнее
включать последовательно с приборами управления так, чтобы после
отключения компрессора наступление нормального режима
сопровождалось автоматическим его включением.
5. Приборы защиты должны быть надежны в работе и просты
по конструкции.
Некоторые приборы имеют устройства, фиксирующие
срабатывания. Для последующего замыкания контактов в этих приборах
277

необходимо нажать кнопку возврата. Эти приборы проще всего
включать последовательно в цепь катушки магнитного пускателя
(рис. 123, а). К таким приборам относится, например, тепловое
реле, встраиваемое в магнитный пускатель. В схеме предусмотрена
установка двух реле. Нагревательные элементы расположены
в двух фазах силовой цепи, питающей электродвигатель
компрессора. Контакты с принудительным возвратом — в цепи
катушки МП. Реле температуры РТ управляет компрессором,
поддерживая заданную температуру объекта.
Приборы защиты, не имеющие устройства, которое фиксирует
срабатывание, но с такими же нормально замкнутыми контактами
-Ф-<Л
зр-г
= (от Ьыпрямитепя)
Защита
р.-г
Рис. 123. Схемы включения приборов защиты:
а - в цепь катушки магнитного пускателя МП, б-в цепь аварийного реле Рд ,
в_в цепи промежуточных реле (IP, 2Р, ЗР), а-в цепь аварийного реле Рд
с «запоминанием» причины срабатывания.
включаются последовательно в цепь аварийного реле Ра
(рис 123 б) Для примера на схеме показано включение защит
от высокого давления РДв, от низкого давления РДН и от
превышения температуры компрессора РТКМ. Приборы защиты, у кото-
278

рых контакты замыкаются только после разгона компрессора,
также включаются последовательно в цепь Рд, но параллельно их
контактам ставится нормально-замкнутый контакт реле
времени. К такому типу приборов относится реле контроля смазки
РКС, контакты которого замыкаются только после разгона
компрессора, когда масляный насос создаст необходимое давление.
После этого (через 10—15 с) контакт реле времени РВ-1
размыкается, и замкнутые контакты РКС, как и другие приборы
защиты, обеспечивают питание катушки Рд. Для включения установки
необходимо нажать кнопку защиты КЗ. Ток пройдет по цепи
аварийного реле Рд. Реле Рд сработает и контактом Рд-1 включит
компрессор, а контактом Рд -2 заблокирует кнопку КЗ (встанет
на самопитание).
Срабатывание любого прибора защиты разрывает цепь Яд .
Контакт Рд -1 останавливает компрессор, а контакт Рд -3
включает аварийную сигнализацию (лампочку Л и звонок Зв). Контакты
Ра-2 разрываются и блокируют схему. Если, например, давление
конденсации понизилось (контакты РДв снова замкнулись), то
аварийное реле не включится. Для повторного пуска необходимо
устранить причину опасного режима и только затем вручную
деблокировать цепь защиты, нажав кнопку КЗ.
Недостаток этой схемы в том, что при большом количестве
приборов (более трех) трудно установить причину аварийной
остановки.
Чтобы обеспечить сигнализацию о причинах срабатывания,
каждый прибор защиты можно включать в цепь своего
(промежуточного) реле (рис. 123, б). Например, при повышении давления
контакты РДв разорвут цепь реле IP, которое своим контактом
1Р-1 разорвет цепь аварийного реле Рд , а контактом 1Р-2
включит лампочку 1Л, указывающую причину срабатывания. Наличие
большого количества промежуточных реле усложняет схему и
снижает ее надежность.
В последнее время разработана новая схема включения
приборов защиты [165]. В этой схеме (рис. 123, г) все приборы
защиты включены последовательно в цепь аварийного реле Рд (как
и в схеме на рис. 123,6), но на каждый прибор имеется свое
«запоминающее» устройство (Л/7, 2Л, ЗЛ). Запоминающая
сигнализация осуществлена с помощью тиратрона МТХ-90.
При срабатывании одного из приборов защиты (например,
РДв ) разрывается не только цепь аварийного реле Рд , но и цепь
питания сетки тиратрона 2Л отрицательным зарядом (через
сопротивление R±). Тогда положительный заряд на сетку (со
стороны сопротивления 7?3) отпирает лампу и увеличивает ток в
анодной цепи до порога зажигания. Погасить лампу можно только
разомкнув анодную цепь. При разрыве контактов РДв и на сетке
лампы ЗЛ окажется положительный потенциал, однако зажигания
ее не произойдет, так как контакты РДв одновременно
разрывают и ее анодную цепь. Таким образом, будет гореть только
лампа 2Л, сигнализирующая о высоком давлении нагнетания.
279

ГЛАВА IX
ОБЪЕКТЫ И СХЕМЫ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ
УСТАНОВОК
ОБЪЕКТЫ ОХЛАЖДЕНИЯ
К объектам охлаждения низкотемпературных установок
относятся камеры для длительного хранения замороженных продуктов,
скороморозильные аппараты, широко применяемые на
мясокомбинатах, термокамеры для специальных испытаний при низких
температурах (—40ч—100°С). Иногда в термокамерах
предусматривается возможность поддержания и плюсовых температур A00—
155° С) различной влажности. В термобарокамерах одновременно
с низкой температурой можно поддерживать необходимый вакуум
(до 2 мм рт. ст.).
Несмотря на большое разнообразие, все низкотемпературные
охлаждаемые объекты должны удовлетворять одному общему
требованию: высокое качество теплоизоляции. При низких
температурах свойства теплоизоляции ухудшаются. Кроме того, опасным
становится увлажнение изоляции из-за конденсации влаги внутри
теплоизоляции. Поэтому большое внимание уделяют пароизоляции
и выбору конструкции ограждений, снижающих возможность
увлажнения изоляции.
Теплоизоляционные материалы
Теплоизоляционные материалы, применяемые в
низкотемпературных установках, должны иметь низкий коэффициент
теплопроводности [порядка 0,03—0,05 Вт/(м-°С)]. Основные свойства
изоляционных материалов для низких температур приведены в табл. 27.
Более полные справочные данные по низкотемпературным
изоляционным материалам имеются в литературе [167, 168].
С понижением средней температуры изоляции от 0 до —100° С
коэффициент теплопроводности снижается примерно на 25—30%
(рис. 124, а).
С понижением плотности материала коэффициент
теплопроводности также снижается (почти пропорционально). Более низкие
значения коэффициентов теплопроводности, указанных в табл. 27,
относятся к материалам с меньшей плотностью. Однако снижение
плотности материала уменьшает его прочность. Кроме того, для
изготовления материалов с низкой плотностью необходима
сравнительно сложная технология и дорогое оборудование.
При увлажнении теплоизоляционных материалов коэффициент
теплопроводности значительно возрастает [167, 168]. Влажность
материала (т. е. разность массы до и после осушки, отнесенная
к массе сухого образца) зависит от окружающих условий. При
определенной температуре и относительной влажности наружного
воздуха в материале устанавливается равновесная влажность, на-
280

Теплоизоляционные
материалы
Волокнистые
Минеральная вата
Стеклянная вата
Порошковые
Перлитовый порошок
Аэрогель марки Н
Ячеистые
Пробка (экспанзйт)
Мипора
Полистирол (пенопласт
ПС-4)
Пенополиуретан
твердый
эластичный
ю Пеностекло
00
ГОСТ или
технические
условия
ГОСТ 4640-61
ГОСТ 5174-49
МРТУ 61ЕУ
231-62
МРТУ 6-02-265-63
ВТУ 190
и ТУ 174/5241
ТУ МХП 3258-52
ТУ МХП 678-56
ВМТУ 420-57
ВТУУХП 164-59
ТУ МСПТИ 159-54
Плотность,
кг/м3
100 и 150
100-130
100
20—40
140—180
20-40
35—80
100—220
30-60
100—400
Таблица 27
Коэффициент

теплопроводности при 20° С,
Вт/(м.°С)
0,033—0,04
0,043-0,047
0,048
0,026—0,03
0,038—0,058
0,03—0,033
0,03—0,05
0,047—0,057
Ц 0,035
0,06—0,1

Гигроскопичность, %
массы
(максимальная)
1
1
1-6
50
10
40
1,5-5
5—20
5—20
1
Водопогло-
щение, %
массы
620
350
550
, 1000
200
3000
28
100
100
20
Коэффициент
паропроница-
емости, г/(мх
ХЧ-мм рт. ст.)
0,06—0,08
0,06—0,08
0,03—0,06
—
0,0006
0,06—0,08
0,002
0,006
0,006
0,003
Удельная
теплоемкость,
кДж/(кг- °С)
(при 20°С)
0,75
0,9
—
0,7
1,5
1,4
1,34
1,34
1,34
0,72

зываемая гигроскопичностью. В табл. 27 указывается
гигроскопичность при температуре 20° С и 100%-ной относительной влажности
Гигроскопичность материала не должна превышать 5—10%, так
как при влажности около 10% коэффициент теплопроводности
увеличивается также примерно на 10% по сравнению с сухим
материалом. Таким образом, если материал имеет низкую
теплопроводность, но высокую гигроскопичность D0—50%, как, например,
аэрогель, мипора), то он теряет свои преимущества. В расчетах
ом
ом
№*
\ш
ом
0,01
л
г ^Л
5
-100
-50
а
ot°c
ZOO Хмассы
Рис. 124. Влияние температуры (а) и влажности (б) на коэффициент
теплопроводности изоляции (X):
1 — пеностекло B00 кг/м3), 2— пробка A80 кг/м3), 3 — пенополистирол эластичный,
4 — минеральная вата (95 кг/м3), 5 — аэрогель Н, 6 — перлит.
следует принимать не табличный коэффициент теплопроводности,
а фактический, т. е. с учетом гигроскопичности.
При соприкосновении материала с капельной влагой (при
конденсации в нём водяных паров или просто при соприкосновении
с жидкостью) равновесная влажность его становится в десятки
раз больше, чем от проникновения водяных паров. Свойство
материала поглощать воду в жидком состоянии называют влагопогло-
щением. Как видно из рис. 124, б, теплопроводность материала при
массовой влажности 200% возрастает примерно в 5 раз, что для
низкотемпературных установок недопустимо. Поэтому
теплоизоляционные материалы обязательно ограждают от проникновения
влаги слоем влагоизоляции. Физическая сущность процессов
увлажнения изоляции подробно рассмотрена в работе [94].
Способность материала пропускать водяные пары под
действием разности парциальных давлений водяного пара по обе стороны
ограждения характеризуется коэффициентом паропроницаемости ц,
который показывает, сколько граммов влаги проходит через 1 м2
282

поверхности толщиной 1 м в течение часа при разности
парциальных давлений 1 мм рт. ст. Для материалов с высоким
коэффициентом паропроницаемости 0,06—0,08 г/(м-ч-мм рт. ст.) (мипора,
минеральная вата) теплоприток, вызванный конденсацией
водяного пара, проникшего через ограждение в камеру, увеличивается
примерно на 5—15%. С этой точки зрения также целесообразно
ограждать теплоизоляцию паронепроницаемым слоем (битум,
пергамин, рубероид, пленки из полимерных материалов и др.), у
которого |ы = 0,0001 -=-0,0002 г/(М'Ч-мм рт. ст.).
Кроме указанных свойств, изоляционные материалы должны
также обладать огнестойкостью, морозоустойчивостью,
долговечностью (стабильностью своих свойств), механической прочностью
и быть сравнительно дешевыми и недефицитными.
Теплоизоляционные материалы подразделяют на волокнистые,
порошковые и ячеистые. Из волокнистых наиболее
распространены минеральная вата и стеклянная вата.
Минеральная вата — один из самых дешевых и доступных
материалов— состоит из стекловидных волокон, получаемых
расплавом гранита, доломита, шлаков и др. При монтажных работах
волокна поражают кожу и дыхательные пути. В этом отношении
лучше гранулированная вата. Благодаря низкой теплопроводности
и гигроскопичности минеральная вата весьма эффективна, но
требует защиты от попадания капельной влаги, так как обладает
большим водопоглощением. В технике низких температур
применяют иногда войлок и маты из минеральной ваты, в которых в
качестве связующего вещества используют битум или синтетические
смолы (ГОСТ 9573—60, ГОСТ 6125—61 и ВТУ 104—53
Министерства строительства СССР).
Стеклянная вата по свойствам близка к минеральной вате. Ее
также используют для изготовления изоляционных матов и полос
(ГОСТ 2245—43). Хорошими свойствами обладает вата из
ультратонкого волокна (УТВ). Плотность ее без нагрузки 5—6 кг/м3.
В изолируемом пространстве низкотемпературного оборудования
ее уплотняют до 504-60 кг/м3, при этом коэффициент
теплопроводности 0,034 Вт/(м-°С). Благодаря малому объемному весу этот
материал удобен для изоляции транспортируемого
низкотемпературного оборудования.
Порошкообразные изоляционные материалы
(перлитовый порошок, аэрогель и др.) удобно применять для
изоляции сосудов сложной конфигурации. Перлитовый порошок
состоит в основном из двуокиси кремния, а аэрогель из солей
кремниевой кислоты. Аэрогель по теплопроводности — один из
наиболее эффективных материалов, но высокая гигроскопичность E0%)
и водопоглощение значительно снижают возможность его
применения.
Необходимость дополнительной защиты его пароизоляцией
повышает стоимость изоляционной конструкции.
Ячеистые материалы широко применяются в технике
низких температур.
283

Пробка — изоляционный материал естественного
происхождения. В последнее время вытесняется более дешевыми и
эффективными искусственными материалами (пенополиуретанами).
Мипора — отвердевшая пена мочевино-формальдегидной
смолы. Благодаря низкому коэффициенту теплопроводности и малому
объемному весу широко применяется для изоляции мелких
термокамер и аппаратов низкотемпературных машин. В изоляционный
объем сложной конфигурации ее заполняют в виде крошки.
Недостаток мипоры — гигроскопичность D0%)» что фактически
увеличивает ее теплопроводность примерно на 40%, и высокая
чувствительность к капельной жидкости, требующая надежной пароизо-
ляции.
Полистирол (пенополистирол, пенопласт), как и другие пено-
пласты, обладает высокой механической прочностью. По
сравнению с другими материалами обладает очень хорошими влажност-
ными свойствами, что обеспечивает его долговечность.
Аналогичная изоляция находит широкое применение и за рубежом: в США
(«стирофом»), в ФРГ («стиропор») и в других странах. В
отечественных термокамерах пенопласта нашли наиболее широкое
применение.
Пенополиуретан — продукт смеси полиэфира, динзоцианата
и воды. Смесь вспенивается и после подогрева затвердевает. В
зависимости от вида полиэфира можно получить как твердые, так
и эластичные пенополиуретаны. Смесь можно заливать прямо
в изолируемое пространство, что позволяет заполнить все пустоты
и упрощает технику изоляционных работ.
Вспенивание полиуретана с фреоном-11 (полиуретан 100
весовых частей; изоцианат 170; жидкий фреон-11 35) позволяет
снизить коэффициент теплопроводности с 0,05 до 0,03 Вт/(м-°С).
Пеностекло получают путем термической обработки смеси
порошкообразного стекла и газообразователя. Малое водопоглоще-
ние и высокая прочность делают его хорошим строительным
изоляционным материалом для крупных установок. Выпускаются
блоки марок А, Б и В различной плотности сопротивления сжатию
и коэффициентами теплопроводности.
Теплоизоляция ограждений
Для выбора теплоизоляционной конструкции необходимо
определить толщину изоляционного слоя. Значение толщины изоляции
биз находят из формулы для коэффициента теплопередачи. Для
плоской многослойной стены
k ~ -л ^ я ' r Г" ¦ AХ~!)
ан ^-J %i %ИЗ ак
i
где б/ и %i — толщина и коэффициенты теплопроводности различных слоев
ограждения кроме изоляции;
ап и ак—коэффициенты теплоотдачи с наружной стороны и с внутренней
(к камере).
284

При соприкосновении наружной поверхности ограждения
с атмосферой (у крупных камер) значение коэффициента
теплоотдачи с наружной стороны принимают 23 Вт/(м2-°С) [94]. Для
мелких термокамер,. устанавливаемых в помещениях, ан«
ж 8 Вт/(м2-°С). Коэффициент теплоотдачи с внутренней стороны*
ак^6-ь8Вт/(м2.°С).
Оптимальное значение теплового потока через ограждение для
термокамер с температурой —50-:—100° С равно примерно
23 Вт/м2 B0 ккал/(ч-м2) [94], что соответствует коэффициенту
теплопередачи ?==0,18 Вт/(м2-°С) при —50°С и 0,30 Вт/(м2-°С)
при —100° С.
Исходя из этого значения &, находят необходимую толщину
изоляции по формуле IX—1. Выбор более низких значений k
приводит к увеличению толщины изоляции. Камера становится
слишком громоздкой, а эффект от снижения теплопритоков
сравнительно невелик. При более высоких значениях k увеличивается
необходимое число компрессоров. Чтобы обеспечить оптимальное
значение коэффициента теплопередачи k и при этом не слишком
увеличивать толщину изоляции в низкотемпературных установках,
применяют только высокоэффективные теплоизоляционные
материалы (см. табл. 27).
При проектировании смотровых стекол в ограждении или
дверях камеры необходимо учитывать, что коэффициент
теплопроводности спокойного воздуха (при отсутствии конвекции) очень мал:
от 0,023 Вт/(м-°С) при 0°С до 0,0155 Вт/(м-°С) при —100°С.
В прослойке между двумя стеклами, равной 10 мм, %=
= 0,07 Вт/(м-°С), однако с увеличением толщины прослойки с 10
до 70 мм происходит почти пятикратное повышение
теплопроводности воздуха за счет усиления его конвекции. Поэтому
расстояние между стеклами обычно принимают не более 20—30 мм (Х=
=0,116-^-0,175 Вт/(м-°С). Для осушки воздуха между стеклами
насыпают силикагель или другие влагопоглотители. Это не
только снижает теплопроводность воздуха, но и исключает
возможность выпадения инея на стеклах со стороны внутренней
поверхности или запотевания наружных стекол. Другой способ осушки
воздуха — соединение воздушной прослойки с охлаждаемой
камерой, в которой парциальное давление пара при низких
температурах очень мало.
Пароизоляция ограждений
Влага из атмосферы, проникая через изоляцию и ограждение
в камеру, конденсируется в ней, выделяя при этом тепло.
Конденсация влаги в холодных слоях теплоизоляции ухудшает свойства
изоляции.
Количество влаги, проникающей через 1 м2 ограждения,
где Рн и р0б — разность парциальных давлений водяных паров в воздухе
снаружи и внутри камеры;
Я — сопротивление ограждения проницаемости влаги.
2S5

Если пренебречь сопротивлением при переходах влаги из
воздуха к поверхности стенки и от стенки к воздуху, то Н=~~
и уравнение (IX—2) примет вид
и> = -1Г-(Ри-Роб) г/(м».ч.°С).
AХ-3>
Значение коэффициента паропроницаемости ц приведены в табл. 27,
Толщину изоляции биз определяют из уравнения (IX—1).
Рис. 125. График для определения зоны возможной конденсации
водяного пара (а) и метод устранения конденсации (б).
Каждый килограмм водяного пара, проникая в камеру и
конденсируясь в ней, выделяет примерно 2500 кДж тепла (около
600 ккал). Если изоляция имеет высокий коэффициент
паропроницаемости и тепловые потери от проникновения пара превышают
10% теплопритоков через ограждения, то целесообразно
предусмотреть специальную пароизоляционную прослойку. Пароизоля-
ционная прослойка также предупреждает возникновение
конденсации пара внутри изоляции (рис. 125).
Температуру в любом сечении (х—х) ограждения можно
определить из условия стационарности теплового потока
Ях = кх\*п— *х
(IX—4>
где /^ — коэффициент теплопередачи через ограждение толщиной 6* (от
наружной поверхности до сечения х);
tH— температура наружной поверхности стенки.
Подставляя в уравнение (IX—4) значение
Ях — Я = k Ув — *об),
найдем из него tx
',= '„•
Ky ЛИЗ
(IX—5
(IX-6)
Значение t'n в этом уравнении находят из уравнения
Я = ан ( 'н - 'н ) •
(IX-7)
286

Таким образом, температура tx по уравнению (IX—6) линейно
зависит от толщины слоя б*. Каждому значению tx соответствует
свое значение насыщенного давления водяных паров р"х.
Фактическое значение давления водяных паров рх,
определяемое по уравнению (IX—-3) для сечения х
Рх=-Рн-$х— . (IX-8)
При низких температурах в камере наклон линии tx и
соответственно рх увеличиваются. В результате на участке Л—Б (рис. 125, а)
давление рх оказывается больше давления насыщенных паров рх.
В этой зоне происходит конденсация влаги, что приводит к
снижению коэффициента теплопроводности, а в случае ее замерзания —
также и к вспучиванию, т. е. нарушению прочности изоляционной
конструкции. *
При большой влажности наружного воздуха (около 100%)
температура наружной стенки fn становится ниже точки росы и на
ней происходит конденсация пара (точка А перемещается влево).
Прокладка наружной стенки пароизоляционным слоем
необходимого сопротивления, как видно из рис. 125,6, приводит к
снижению давления водяных паров в тепловой изоляции рх. Толщина
нароизоляции выбирается так, чтобы линия рх нигде не
пересекла рх.
Внутренний каркас небольших термокамер делают стальным.
Герметичный слой металла с внутренней стороны служит
сопротивлением для водяных паров. В результате парциальное
давление пара внутри изоляции повышается и может образоваться
зона конденсации. Во избежание этого стальной каркас следует
делать с небольшими отверстиями. В термобарокамерах для
создания вакуума стальной каркас обязательно должен быть
герметичным Поэтому защитить тепловую изоляцию от конденсации
водяного пара в холодной зоне (на наружной стороне стальной
обшивки) очень трудно. В этих случаях следует применять
термоизоляционные материалы с малым водопоглощением (полистирол,
пеностекло и др.) или устраивать теплоизоляцию внутри камеры. При
этом надо надежно предохранить ее от действия среды при
проведении испытаний (многократное вакуумирование, тепло- и влаго-
выделения и т. д.). Расположение изоляции внутри камеры
увеличивает диаметр силовой наружной обечайки, что делает
конструкцию термокамеры более сложной и повышает ее стоимость.
Поэтому вопрос о расположении теплоизоляции (внутри или
снаружи обечайки) решается конкретным технико-экономическим
расчетом.
Тепло- и пароизоляция трубопроводов
Оптимальная толщина теплоизоляции трубопроводов с низкой
температурой холодильного агента или хладоносителя находится
из условия минимума теплопритоков. В стационарном режиме теп-
287

лоприток через многослойную цилиндрическую стенку на 1 м ее
длины рассчитывают по формуле
Я (*н — *в)
1 VI 1 Ущ 1
+ 7 —Т- I" +
*HDH^^J 2%t DB, aBD,
Вт/м,
(IX-9)
где индексы нив относятся к наружным и внутренним параметрам.
а 6т на 1п.м.
' (для d-Q.01*}
qffaa d-OtU)
200
0,5 Дтмцш
Рис. 126. К определению теплопритока через
изоляцию трубопровода.
Пренебрегая тепловым сопротивлением самой трубы и
сопротивлением теплоотдачи от трубы к хладоносителю A/ав«0)у из
уравнения (IX—9) получим
q = —; ; — Вт/м, (IX—9,а)
1
aHD
+
1
21
"т
где D— наружный диаметр изоляции;
d— внутренний диаметр изоляции, т. е. наружный диаметр трубы (рис. 126),
При малых значениях диаметра трубы d увеличение диаметра
изоляции D приводит сначала к тому, что первый член
знаменателя уменьшается быстрее, чем возрастает второй член. В
результате с увеличением толщины изоляции теплоприток не уменьшается,
а возрастает. Это объясняется тем, что увеличение теплопритока
в результате увеличения общей поверхности сначала сказывается
больше, чем снижение теплопритока, вызванное некоторым
увеличением теплового сопротивления.
Критическое значение диаметра, после которого теплоприток
начинает снова падать, зависит от отношения коэффициента
теплопроводности изоляции к коэффициенту теплоотдачи
Ц
кр-
2%
(IX-9,6")
288

Например, при Л=0,06 Вт/(м2-°С) и ан = 6 Вт/(м2-°С) критический диамегр
равен 2 см( см. рис. 126). Из графика видно, что для трубы диаметром 1 см
эффект от изоляции можно получить только при D>5 см, поскольку при ?><5 см
теплопритоки остаются выше, чем у трубы без изоляции D = d. Для уменьшения
теплопритоков в данном случае следует принять D»20—25 см (точка А), так как
при дальнейшем увеличении толщины изоляции теплопритоки снижаются очень
незначительно и это приводит только к громоздкости системы трубопроводов.
Таким образом, чтобы добиться эффективного снижения теплопритоков в
трубопроводах малых диаметров, необходимо применять материалы с низким
коэффициентом теплопроводности [0,024-0,03 Вт/(м2-°С)].
Несколько проще обеспечить изоляцию трубопроводов с
диаметром выше критического. Пример расчета, приведенный на
рис. 126, показывает, что для трубопровода диаметром 10 см
изоляция толщиной 10 см (D=30 см) обеспечивает снижение
теплопритоков на 1 м с 170 до 30 Вт (точка Б и правая шкала).
Дальнейшее увеличение толщины изоляции также малоэффективно.
Таким образом, толщину изоляции трубопроводов с низкой
температурой практически следует увеличивать только до тех пор,
пока происходит резкое снижение теплопритоков.
Для защиты изоляции трубопроводов от конденсации влаги
с наружной стороны необходимо ставить слой пароизоляции,
толщину которого определяют из условия: парциальное давление
водяного пара, соответствующее температуре наружной поверхности
изоляции t'Hl найденное из уравнения
д = анпП( гн~*;), (IX—10)
было бы на 5—10% меньше, чем фактическое значение
парциального давления рх, найденное из уравнения (IX—8) для
пароизоляции ТОЛЩИНОЙ бас.
ОПРЕДЕЛЕНИЕ ТЕПЛОВОЙ НАГРУЗКИ
И ХОЛОДОПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ МАШИН
Для выбора холодильной машины необходимо определить
теплопритоки в охлаждаемый объект. Общая тепловая нагрузка
Q = Qi + Q2 + Q3 + Q4> (IX—11)
где Q%—теплопритоки через ограждение;
0,2—технологическая нагрузка;
Qz— теплоприток от работы насосов, вентиляторов;
Qi — теплоприток через трубопроводы, аппараты и прочие потери.
Теплоприток через ограждение
Qi = kF(tH-to6). (IX—12)
Величина Qz определяется видом технологической нагрузки.
При замораживании продуктов, например,
Q2 = mc(*a —У, (IX—13)
где т и с — масса и теплоемкость продукта;
t*! н i2—энтальпия до и после замораживания.
19 в^ Д* Вайнштейн, В. И. Канторович 289

Мощность насоса или вентилятора, необходимая для обеспечения
циркуляции хладоносителя или воздуха в камере, определяется по
формуле
ApV
JV*=-^-Bt, (IX—14)
%с
где Ар — напор, развиваемый насосом, для преодоления сопротивления сети, Па;
V — расход жидкости или газа, м8/с;
%с — к. п. д. насоса.
Сопротивление сети для гидравлических систем открытого
типа (с разрывом трубопровода)
Ар = Hpg + С — .о + U --- — р Па, AХ-14,а)
где Н — высота подъема жидкости, м;
р— плотность, кг/м3;
w — скорость, м/с;
? — суммарный коэффициент потерь от местных сопротивлений: при
проходе через вентиль, обратный клапан, тройник или повороте трубы
и др. (значение коэффициентов для каждого вида сопротивлений
обычно приводится в справочниках по гидравлике);
gTp — коэффициент сопротивления трения;
I и dBH — длина и внутренний диаметр трубопровода, м.
?тр зависит ст критерия Re и от шероховатости трубы. Для
гладких труб при турбулентном движении жидкости значение
этого коэффициента определяют по формуле Блазиуса
gTP = 0,316Re-°'25 . (IX—14,6)
Для приближенных расчетов можно принять следующие значения
§тр [94]: для сухого пара 0,025, влажного 0,03, жидких агентов
0,035, воды и растворов солей 0,04.
При определении сопротивления сети в закрытых системах
первый член в правой части уравнения (IX—14, а) пропадает.
При определении напора, создаваемого вентилятором
воздухоохладителя, в правой части уравнения (IX—14, а) остается только
средний член. Значения коэффициентов сопротивлений в
зависимости от конструкции воздухоохладителя даны в главе IV.
Сопротивление при движении воздуха в камере 0,5—0,6 МПа.
Мощность, потребляемая насосом или вентилятором из сети,
N3Jl = — Вт, (IX—15)
Л
где ц — к. п. д. электродвигателя.
При расчете теплопритоков от насоса или вентилятора с
вынесенным электродвигателем считают
Q9 = N Вт. (IX—16)
Из других теплопритоков существенное значение имеют тепло-
притоки через трубопроводы (см. формулу IX—9).
Для правильного выбора машины, обеспечивающей отвод этих
теплопритоков, и расчета времени охлаждения в пусковой период
следует не только определить значение теплопритоков при номи-
290

нальной температуре в камере, но и построить зависимость тепло-
притоков от температуры в камере. Поскольку эта зависимость
линейная, достаточно найти еще одну точку, т. е, определить тепло-
притоки для другой температуры в камере (например, для tQ6=tn).
Зная теплопритоки в объект, можно подобрать холодильную
машину. При ориентировочном выборе компрессионной машины
считают, что температура кипения t0 примерно на 10° С ниже
температуры в камере ?0б, а при охлаждении хладоносителем перепад
температур /0б—^о принимают 15° С.
По характеристике выпускаемых компрессоров (зависимости
их холодопроизводительности от температуры кипения U)
подбирают компрессор с таким расчетом, чтобы его холодопроизводи-
тельность при данной температуре кипения была на 20—40% выше
максимальных теплопритоков. Необходимость такого запаса
вызвана тем, что при эксплуатации холодопроизводительность
компрессора несколько снижается. Кроме того, градация серийно
выпускаемых компрессоров (см. гл. И) имеет сравнительно широкий
интервал по холодопроизводительности между соседними
компрессорами.
Исходя из указанной разности температур и примерно такого
же запаса B0—40%), подбирают требуемую поверхность
испарителя.
Для определения установившихся значений температуры в
камере, кроме теплопритоков, необходимо знать статическую
характеристику машины, т. е. зависимость ее холодопроизводительности
Qxm от температуры в камере ?0б. Для определения этой
характеристики по известным характеристикам компрессора,
конденсатора и испарителя можно пользоваться графическим методом,
изложенным ниже.
1. Для определения характеристики конденсатора
рассчитывают тепло, отводимое им
QK^kF— 'Вд'-'w . (ix—17>
| ^К *ВД1
*i; *вд2
Кроме того, известно, что
QK = Ak(^2-W)> (IX—18)
где М—расход воды в единицу времени, кг/с;
с— удельная теплоемкость воды, Дж/(кг °С).
Чтобы получить зависимость QK от температуры поступающей
воды *Вдь подставим значение ?Вд2 из формулы (IX—18) в (IX—17).
Тогда после преобразований
QK = Мс (tK - tmi)(l 1——\ (IX—19)
Для определения статической характеристики машины
характеристику конденсатора удобнее строить в координатах Ql*— h
19*
291

(рис. 127,а,/), где (?;д— холодопроизводительность, которую
может обеспечить данный конденсатор. Значение <2*д можно найти
пересчетом
Qw=bLQ (IX-20)
<7к
где отношение qo/Як взято из расчета цикла, a QK—из формулы (IX—19).
Ш
Ьрз 4w hi h
б
Рис. 127. Построение статической характеристики машины фхм=/(^об):
а — по характеристике компрессора QKM=f(U) и испарителя QK=f(t0), б —в схемах
с теплоносителем.
2. На этот же график (рис. 127,а,/) наносят характеристики
компрессора — зависимость его холодопроизводительности QKm от
температуры кипения при различных температурах конденсации
#к. Точки пересечения характеристик конденсатора и компрессора,
имеющих одинаковую tK, дают характеристику агрегата
компрессор— конденсатор: Qarp=f(^o) при данной температуре
входящей воды и ее расходе.
Эта характеристика показывает, что с повышением
температуры кипения Qarp увеличивается не так быстро, как Qkm» так как
увеличение подачи агента в конденсатор (при возрастании to)
приводит к повышению iK.
Аналогичные характеристики агрегата можно построить и при
других значениях ?вдь Если температура конденсации
поддерживается постоянной путем изменения количества подаваемой воды
(например, при установке водорегулирующего вентиля), то харак-
292

теристика компрессора Qkm=/:(^o) является также и
характеристикой агрегата.
3. Для определения характеристики машины (агрегата с
испарителем) совмещают характеристику агрегата (Qarp с
характеристикой испарителя QH. Последнюю строят по уравнению (для
системы непосредственного охлаждения)
Q* = kF(tO6-t0). (IX—21)
Эта характеристика представляет собой семейство кривых (или
параллельных прямых, если считать, что k=const), каждая из
которых соответствует определенному значению температуры
объекта (камеры) ?0б (см. рис. 127, а, II). Пересечение характеристик
испарителя и агрегата определяет значение холодопроизводитель-
ности машины QXm. Так, при температуре в камере *06i она равна
значению QXM в точке 1; для /*0б2 — в точке 2 и т. д.
Справа (см. рис. 127, а, III) строят график, откладывая по оси
абсцисс не температуру кипения, а температуру в камере ?0б и для
'обь Аэб2, ?обз и т. д. наносят соответствующие значения QXM.
Аналогично можно построить и характеристику холодильной
машины с промежуточным хладоносителем (рис. 127,6).
Холодопроизводительность испарителя для охлаждения
рассола
Qn-feF h)~tp) . (IX-22)
in tpl~to
Однако удобнее иметь зависимость QH от средней температуры
рассола
,р&'р1 + 'р» . AХ_23)
Принимая во внимание, что
Qm = Mc(tpl-tvl), (IX-24)
можно найти tpx и /р2 из двух последних выражений. Подставив
эти значения в (IX—22), после преобразований получим
kF
ехр — 1
Мс
QH = 2Mc (tp - t0) — . (IX—25)
ехр —- + 1
Мс
Или в линейном приближении (с точностью до —[ ) , что сни-
2 \ Мс J
жает значение QH на 10—15%)
Он ~ : "Р" *° • (IX—25,а)
t
1
kF
р~
+
*о
1
2Мс
Семейство кривых QH для разных значений iv (/рЬ ?p2, ?рз и т. д.)
показано на рис. 127,6 /. Характеристика машины Qx^ (агрегата
293

и испарителя) перестраивается в координатах Q—t$ (рис. 127,6//)
как было показано выше. Для определения холодопроизводитель-
ности установки QycT (холодильной машины +батареи) на этот же
график наносят семейство кривых <2бат, построенных по уравнению
kF
ехр -77- — 1
<Збат = 2Мс (toe — tp)
ехр
Мс
kF
Мс
+ 1
или по приближенному уравнению
<Эба
1
kF
1
(IX—26)
(IX—26, а)
2Мс
Точки пересечения (а, б, е...)
дают значения QyCT для *0бь
^об2, ^обз и т. д. Зависимость
QycT от ?0б непосредственно в
этих координатах строят
отдельно (см. рис. 127, б III).
Рис. 128. Совместная характеристика
машины Qxm и теплопритоков QaMaKc.
На рис. 128 приведена совместная характеристика машины
и теплопритоков (QHmax). С повышением температуры в камере
холодопроизводительность машины (или установки при
рассольном охлаждении) резко возрастает (участок Д—?'). Чтобы не
увеличивать мощность электродвигателя, а также поверхность
конденсатора и других узлов машины, производительность ее в
пусковой период (см. стр. 267) искусственно снижают, например,
отключением компрессора нижней ступени. Производительность
машины резко снижается (с Б' до Б). В двухступенчатых машинах это
соответствует примерно ?0б~—30° С. Ограничение
производительности компрессора верхней ступени (точка А) достигается ручным
или автоматическим дросселированием всасываемых паров.
Температура в камере, соответствующая точке Д, равна примерно 0°С
(t0& —15°C).
Для определения длительности достижения заданной
температуры (/'об ) в пусковой период участки снижения температуры
можно разбить на небольшие интервалы (примерно по 10°С), считая,
что в указанном интервале разность Qxm—Qn имеет постоянное
среднее значение.
При достижении заданной температуры ?Об0 необходимо
автоматически (или вручную) снизить холодопроизводительность
машины (от Qr до Qb), чтобы температура в камере не опустилась
до точки Д. Чтобы определить, на какую величину надо снизить
холодопроизводительность компрессора, чтобы холодопроизводи-
294

тельность машины уменьшилась до указанного значения, следует
сделать обратные построения: на графике (см. рис. 127, а, Я)
проводят прямую параллельно оси абсцисс на расстоянии Qb.
Пересечение этой прямой с характеристикой испарителя (для ?Об0)
определит требуемое значение Qarp и i0 .
Затем по координатам i0 и QB (рис. 127,а,/) находят точку
?', которая определяет требуемую холодопроизводительность
компрессора и установившуюся температуру конденсации (?К~17°С).
При этих значениях *к и t0o определяют максимальную
холодопроизводительность компрессора (точка Г). Отношение Qв' к Qr
характеризует необходимое снижение QKm-
СХЕМЫ УСТАНОВОК
Низкотемпературные установки, т. е. охлаждаемый объект с
холодильной машиной, автоматическими и измерительными
приборами, по назначению и конструкции весьма разнообразны. Схемы
установки рассматриваются как комплекс взаимосвязанных
автоматических устройств, обеспечивающих нормальный режим
установки. Поэтому в первую очередь схема определяется выбранным
способом охлаждения: в азотных и дроссельных термокамерах —
безмашинное охлаждение (за счет ранее аккумулированной
энергии сжатого или сжиженного газа); в малых термокамерах
применяют обычно небольшие фреоновые агрегаты, в установках
средней производительности — фреоновые и аммиачные.
Азотные и дроссельные термокамеры
В ряде случаев низкотемпературное оборудование
используется один-два раза в месяц (например, для испытания контрольных
образцов месячной продукции или отдельной крупной партии
изделий). Для охлаждения небольших камер целесообразнее
использовать разомкнутый цикл. Охлаждение камеры может происходить
в результате кипения жидкого, азота (азотные камеры) или
дросселирования сжатого воздуха (дроссельные камеры).
Азотно-холодильная камера АХК-1 (рис. 129, а)
имеет цилиндрическую форму. В верхней ее части находится
небольшой охлаждаемый объем A5,4 л), закрытый крышкой 10, в
которую встроен вентилятор 1L Перемешивая воздух, вентилятор
обеспечивает равномерную температуру во всем объеме рабочей
камеры. В нижнюю часть камеры устанавливают стандартный сосуд
Дьюара / A5 л) с жидким азотом.
За счет теплопритока жидкий азот испаряется, и пары по
дренажной трубке 3 через дренажный вентиль 5 выходят наружу.
Прикрытием вентиля 5 достигается повышение давления паров азота
в сосуде Дьюара. При незначительном повышении давления в
полости сосуда 1 жидкий азот поднимается по трубке 2 и поступает
во внутренний змеевик 7, где испаряется, охлаждая рабочую каме-
295

ру. Затем, проходя по наружному змеевику 6\ пары азота
охлаждают изоляцию (аэрогель) и через штуцер 9 выбрасываются в
атмосферу.
Автоматическое регулирование заданной температуры
осуществляется терморегулятором 6, чувствительный элемент которого
(термопара) находится в рабочей камере. При повышении
температуры регулятор автоматически прикрывает дренажный клапан 5,
Т777777777
а б
Рис. 129. Азотно-холодильные камеры:
а —АХК-1, б-АХК-4,
давление азота в сосуде Дьюара возрастает, и количество
жидкости, выдавливаемой по трубке 2, увеличивается. Если дренажный
клапан полностью закроется (или засорится), то во избежание
чрезмерного повышения давления в сосуде Дьюара сработает
предохранительный клапан 4.
Техническая характеристика АХК-1
Рабочий диапазон температур в камере, °С +20-г- —160
Точность поддержания заданного режима, °С
в диапазоне +20-1- —60°С r =tl
» — 60-5- -160° С :Ь2,5
Температурный градиент по высоте камеры, °С не более 0,5
Продолжительность выхода на режим —100° С, мин .... 15
Объем камеры, л 15,4
Размеры камеры (высотахдиаметр), мм 250X280
Габариты установки (высотахдиаметр), мм . 1400X600
Масса установки с сосудом, кг 100
Изоляция корпуса — аэрогель; крышки — пробка.
Азотно-холодильная камера АХК-4 (рис. 129,6)
предназначена для охлаждения ц замораживания биологических
веществ; она может быть использована и для других аналогичных
целей. Канистры 5, загруженные ампулами, устанавливают на
перфорированный поддон 4 цилиндрического экрана 6. Экран
повышает эффективность циркуляции паров азота, которая создается
296

вентилятором 3 с электродвигателем 1. В перфорированном
поддоне отверстия расположены только под сетчатыми днищами
канистр, поэтому весь циркулирующий поток прогоняется через
полости канистр, что обеспечивает высокие скорости омывания
поверхности ампул. Жидкий азот из сосуда Дьюара 15 через
вентиль 13 по трубопроводу 14 стекает на лопасти вентилятора и
распыляется/Избыточное давление паров азота в сосуде Дьюара
поддерживается за счет испарения азота из-за естественных теплопри-
токов. Если этого давления недостаточно, чтобы обеспечить
необходимую скорость подачи жидкости к вентилятору, то можно
включить электронагревательный элемент 10. Постоянное давление в
сосуде 15 поддерживается автоматически при помощи
редукционного клапана 12 и устанавливается первоначально по
манометру 11.
Автоматическое поддержание температуры в камере
осуществляется при помощи терморегулятора 8 (типа ПТР-2). В одно из
плеч моста ПТР-2 включен медный датчик термометра
сопротивления B00 Ом), помещенный в рабочей камере. Вторым плечом
служит переменное сопротивление, управляемое вручную или
программным устройством. При отклонении температуры от
заданного значения сигнал разбалансировки моста через электронный
усилитель поступает на мультивибратор, подающий
соответствующие импульсы прямого или обратного хода на реверсивный
электродвигатель 9, который вращает вентиль 13 до установления
баланса моста.
Программное устройство имеет реле времени, работающее по
трехпозиционной программе, и механизм импульсного поворота,
который перемещает потенциометр второго плеча моста.
Программа позволяет устанавливать заданную температуру в каждом из
трех диапазонов и скорость охлаждения в данном диапазоне.
Возможные границы диапазонов и скорости охлаждения в них
следующие:
Границы температуры,
Скорость охлаждения,
°С . .
°С/мин
¦
0-Т-—20
0,1—1
2
—20 -*- —60
1—3
3
—40 -~ —80
4—10
После запуска установки ПТР-2 выводит камеру на заданный
режим (обычно 0°С) и автоматически поддерживает его. В камеру
загружаются канистры и включается программное устройство.
При прохождении первого диапазона загорается соответствующая
сигнальная лампа и автоматически меняется скорость охлаждения,
затем загораются вторая и третья лампочки. После окончания
цикла замораживания ПТР-2 автоматически поддерживает конечную
заданную температуру.
Жидкого азота в полном сосуде Дьюара достаточно для
замораживания 1000 ампул до —80° С.
297

На панели ПТР-2 смонтирован милливольтметр 7 с
температурной шкалой. Датчик его (термистор) помещен в рабочую
камеру и электрически не связан с основной схемой ПТР-2.
Техническая характеристика АХК-4
Рабочий объем камеры, л 40
Автоматически поддерживаемая температура, °С до —160
Время выхода камеры на режим, мин
до —80° С по заданной
программе
от —80 до —160° С
без нагревателя 60
с нагревателем 15
Продолжительность работы с одним сосудом
Дьюара, ч (в зависимости от режима) от 5 до 8
Габариты (высотахдлинаХширина) ' 100X950X560
Масса, кг 100
Изоляция камеры 2 — пенопласт
Азотный термос АТ-1 предназначен для хранения
замороженных ампул. Его рабочая емкость 35 л. Количество
заливаемого азота 28 кг. Одна зарядка обеспечивает хранение 500 ампул
(полная загрузка) в течение 15 суток.
Намсра
цшг/ггл
15130МПа
6
Рис. 130. Дроссельно-холодиль-
ная камера:
а — разрез, б — схема охлаждения.
Дроссельная холодильная камера ДХК-1
(рис. 130, а) работает по регенеративному дроссельному циклу
Линде (рис. 130,6). Сжатый воздух от сети высокого давления
A5—30 МПа) подводится к штуцеру Л Пройдя через фильтр 2
и охладившись в противоточном теплообменнике 3 (тонкая
трубка), воздух дросселируется в проходном сечении вентиля 4 до
избыточного давления 0,1—0,2 МПа. Проходя по змеевику 5, воздух
охлаждает полезный объем камеры, а затем по трубке 8 поступает
во второй контур теплообменника 3, охлаждая поступающий
в дроссель сжатый воздух, и выбрасывается в атмосферу через
глушитель 9.
Противоточный теплообменник представляет собой две
спаянные по длине трубки (малого и большого диаметров), свитые
в спираль.
В качестве тепловой изоляции камеры использован аэрогель.
В верхней крышке камеры имеется многослойное смотровое стекло
298

7 и лампочка для освещения 6. На крышке установлен указатель
температуры, чувствительный элемент которого (термопара)
расположен в камере.
Регулируя расход воздуха через дроссель (вручную), можно
поддерживать любую температуру (до —150°С).
Техническая характеристика ДХК-1
Полезный объем камеры, л 30
Параметры питающего воздуха
давление МПа 15—30
температура, °С . . 20—25
расход (при 30 МПа), нм3/мин 0,3
Предельно достижимая температура в камере, °С —150
Продолжительность выхода на режим —100° Q
мин : : : 30
Размеры камеры (диаметрXвысота), мм ... . 350X310
Габариты установки (диаметрXвысота), мм . . 600X1000
Масса установки, кг 100
Термокамеры с малыми фреоновыми машинами
Низкотемпературные установки небольшой производительности
выпускают в виде термокамер или термобарокамер ТБК в
комплекте с холодильной машиной и автоматическими приборами.
Отечественные термокамеры (табл. 28) выпускают двух типов:
сундучковые ТКСИ — с загрузкой сверху и шкафного ТКШ.
Первая цифра в марке указывает полезный объем камеры (м3),
вторая— наинизшую температуру в камере. Некоторые модели
имеют электронагреватели, которые позволяют автоматически
поддерживать плюсовые температуры (до 100°С). Термобарокамеры
имеют вакуум-насосы, обеспечивающие вакуум до 2 мм. рт. ст.
Для охлаждения камер до температур — 50-:—70° С
применяют двухступенчатые машины, работающие на фреоне-22. Эти же
машины (с агрегатами ФДС-0,ЗА; ФДС-1,2; ФДС-2,5)
поставляются также без камеры, так как в ряде случаев
предприятия-потребители сами изготавливают камеры с учетом специфики
своего производства. Машины комплектуют воздухоохладительны-
ми агрегатами АВН-25, которые устанавливают непосредственно
в изоляции камеры.
Для диапазона температур—70-;—90° С применяют каскадные
машины с одноступенчатыми нижней ветвью (на фреоне-13) и
верхней ветвью (на фреоне-22). Компрессоры обеих ветвей
имеют одинаковый секундный объем. Уже при температуре в
камере— 70° С каскадная машина значительно выгоднее
двухступенчатой: при одинаковых объемах компрессоров
холодопроизводительность каскадной машины в два раза больше,
чем двухступенчатой.
При температурах в камерах — 90 ч 110° С нижняя ветвь
каскадной машины (на фреоне-13) имеет две ступени. Верхняя ветвь
(на фреоне-22) — одноступенчатая.
299

о
о
Таблица 28
Основные показатели
Камера
Полезный объем, м3 .
Внутренние размеры, мм
Температура в рабочем
объеме, tf06» °С
Допускаемые
тепловыделения в камере при
наинизшей температуре, Вт
Достигаемый вакуум,
мм рт. ст.
Установленная мощность,
кВт
Габаритные размеры, мм
Масса, кг
Холодильная
машина
Тип
Компрессоры:
Нижняя ветвь
1 ступень, марка
п об/мин
2 ступень, марка
п об/мин
Верхняя ветвь
1 ступень, марка
п об/мин
2 ступень, марка
п об/мин
Холодопроизводитель-
ность*. Вт
ТКСИ-ОД-70
0,1
450X600X350
—70-f-lOO
200
—
12,35
2130X1060X970
850

Двухступенчатая
—
—
—
¦ —
22ФУС-12
1440
22ФВС-6
720
1390
Термокамеры
ТКСИ-0,2-80
0,2
600X1050X350
—80--20
500
—
6,3
2800X1125X995
1120
Каскадная
13ФВС-6
960
—
—
22ФВС-6
960
—
__
1270
ТКШ-0,15-100
0,15
540X540X540
— 100--100
100
—
11,6
1740X1710X2075
1200
Каскадная
13ФУС-12
1440
13ФВС-6
960
22ФВС-6
960
—
—
1250
ТКШ -Ю0
1
1000X1000X1000
—100-н!55
300
—
2010X1940X2360
2250
Каскадная
13ФУУС-25
1440
13ФУС-12
960
22ФУС-12 i
960
—
—
2600
I Термобарокамеры
ТБК-0,15-70
0,15
540X540X540
—704-100
300
2
16
1970X1970X2295
2300
Каскадная
13ФВС-6
960
—
—
22ФВС-6
960
—
—
2500
| ТБК-0.4-70А
0,4
730X730X730
—70-100
400
2
19
1770X1710X2075
1700
Каскадная
13ФВС-6
960
—
—
22ФВС-6
960
—
—
2500
* При /К=30°С и t0=to6 - (8+10)°С.

Рассмотрим типовую схему термокамеры, предназначенной
для испытания материалов, деталей и других объектов при
температуре воздуха —70-н +100° С. Для охлаждения установлена
каскадная машина с одноступенчатыми циклами в каждом каскаде
(рис.131).
Жидкий фреон-13 через распределитель жидкости подается в
трубки воздухоохладителя ВО, где кипит, охлаждая камеру.
Компрессор нижней ступени (Кмн) отсасывает пары, поддерживая
низкое давление в воздухоохладителе. Отсасываемые холодные
пары фреона-13, проходя через теплообменник 1ТО, охлаждают
жидкий фреон-13, который из конденсатора-испарителя Кд-И
направляется в воздухоохладитель, при этом холодные пары
подогреваются. Всасываемые пары дополнительно подогревают в газовом
теплообменнике 2ТО сжатыми горячими парами, идущими из
компрессора в конденсатор-испаритель. После сжатия в компрессоре
пары несколько охлаждаются водой в маслоотделителе 2МО.
Отделившееся масло автоматически через поплавковое устройство
возвращается в картер компрессора. Пары фреона-13,
дополнительно охладившись в 2ТО, поступают в Кд-И, где конденсируются
внутри трубок за счет кипения в межтрубном пространстве фрео-
на-22, циркулирующего в верхнем каскаде. Жидкий фреон-13
выходит из Кд-И, охлаждается в IT О, проходит через
фильтр-осушитель ФО и поступает к ТРВ A3ТРВ-1Н), который регулирует
заполнение ВО. При температуре кипения около — 60° С ТРВ уже не
обеспечивает необходимую подачу жидкого фреона-13. Перегрев
возрастает, давление в ВО падает, и реле давления 6РД через
реле 9Р (см. электросхему рис. 132) включает соленоидный вентиль
ЗСВ. Подача жидкого фреона-13 осуществляется через ручной РВ,
открытый на постоянное проходное сечение (т. е. в обвод ТРВ).
Верхний каскад (на фреоне-22) представляет собой обычный
цикл одноступенчатой машины. Фреон-22 кипит в Кд-И
(конденсируя пары фреона-13) и отсасывается компрессором Кмв. Сжатые
пары охлаждаются водой в конденсаторе Кд, и образовавшийся
жидкий фреон-22, охладившись в ЗТО, через фильтр-осушитель ФО
поступает к ТРВ B2ТРВ-1Н), который регулирует подачу жидкого
фреона-22 в Кд-И. Давление в конденсаторе автоматически
поддерживается постоянным за счет изменения подачи воды через
водорегулирующий вентиль ВРВ.
При длительной остановке машины фреон-13 в нижнем каскаде
принимает температуру окружающей среды B0—25°С), и в
системе может создаться опасное давление C,2—3,6 МПа). Во избежание
этого емкость системы по фреону-13 делают по возможности
малой и на стороне всасывания через постоянно открытое дроссельное
отверстие Д подключают расширительную емкость РЕ. Благодаря
этому после испарения всего жидкого фреона-13 давление в
нижнем каскаде не превышает допустимых значений (~1,3 МПа).
Пары из Кд-И во время стоянки через 2МО и вентиль В1 поступают
в расширительную емкость. Вентиль на период длительной
остановки открывают или держат приоткрытым на такую величину, чтобы
301

1х21ф

в
1
г
' з
5
б
7
5
3
ю
11
п
13
ш
16
Сигнал „ напряжение
ентилятор ВО
зл зс ш
ТГ
-nin *
ЭД
/Л--7
77
7<9
7#
г;
24
2#
¦№
Защита
Сигнализация
ШЩиты
Режим
„тепло"
Режим
„холод"
„Холод-тепло*
1Р-3 2Р-3
ЗТР
ч-ш
вентилятор 'L^IJl ^ i
ии
НормазЖ^
-t
ip
„Минимум*
грт„
IP
„Максимум"
life-
1П?Л7
ШГ грд зрм чрд ^ ^ зр
~р 1тр гтр
•р
>р +р
зр-г
о р а
зк-1 +F
, Неисправно
^~Ъ5ТГ
i^e^
, ^5-r^g)-4
Питание регулирующ их мостоб ,— — — ~ ^ 2/Т
^ ц^б ©н
Компрессор Ьысокои
ступени
jp-г
Компрессор низкой
ступени
шп-ц-
I
Шод TPB
„ верхняя cmyneui
/tf-7 ?/>-/
2Ш~4 f7 Низкая ступень" ^L 7?
ОодогреЬ
н/—
ЧМП-5
ч-р~г
"if—
-> -^^щ
->г
вя/
,Ло8огре8*вЛл вС
О
<Ш/7
е^
Рис. 132. Принципиальная электрическая схема установки
ТКШ-0,4-100.

давление Кд-И не возрастало сверх допустимого. Для
автоматического поддержания заданной температуры в камере
предусмотрены два реле температуры 1РТ и 2РТ (электронные мосты типа
МСР1-03). Реле 1РТ имеет рабочую шкалу +30-—120°С, низкая
температура (—70ч—50°С) обеспечивается периодическим
включением и выключением холодильной машины (режим «холод»).
При этом сначала включается компрессор верхнего каскада. Когда
давление фреона-13 в конденсаторе-испарителе снизится до
0,7 МПа, что соответствует температуре конденсации —35° С, реле
давления на линии нагнетания нижнего каскада 5РД включит
компрессор Кмн (на фреоне-13). При достижении заданной
температуры 1РТ останавливает одновременно два компрессора.
Если в камере требуется поддерживать температуру выше
—60° С, то изменять холодопроизводительность машины пуском и
остановкой компрессоров затруднительно из-за большой нагрузки
в пусковой период. В связи с этим в схеме предусмотрена работа
в режиме «холод — тепло», при котором холодильная машина
работает непрерывно, а избыток холода «гасится» периодическим
включением от реле 1РТ одной секции электронагревателя
B,5 кВт). Автоматическое поддержание температуры в камере
выше окружающей температуры производится периодическим
включением электронагревателя (при отключенной холодильной
машине) от реле температуры 2РТ (со шкалой 0-^ + 150° С).
Датчики температуры обоих мостов (медные термометры
сопротивления) устанавливаются в камере.
Для защиты компрессоров от высокого давления служат реле
давлений 2РД и ЗРД. Защита от вакуума осуществляется при
помощи РД, установленных на стороне всасывания 1РД и 4РД.
Рассмотрим по электрической схеме (см. рис. 132)
автоматическую работу в режиме «холод» (основной режим).
При повороте универсального переключателя 1К вправо
замыкаются контакты 1К-1 (цепь 6) и 1К-2 (в цепи защиты).
Благодаря самовозврату (показано встречными стрелками) выключатель
1К займет среднее положение (вторая риска, считая справа). При
этом контакт 1К-1 останется замкнутым (указано черной точкой),
а контакт 1К-2 разомкнётся. Но благодаря тому, что реле защиты
ЗР сработало в момент замыкания 1К-2, контакт его ЗР-1
замкнется и обеспечит питание в цепи защиты (9) после размыкания 1К-2.
Переключатель ЗК включен на режим «холод», контакт его ЗК-2
замкнут (цепь 13), а контакты ЗК-1 и ЗК-3 разомкнуты.
Выключатель 2Ку имеющий три положения (О — отключение, Р — ручное,
А — автоматическое), включен на автоматику (А). В этом
положении контакты 2К-2 и 2К-4 замкнуты.
Электронный мост 1РТ имеет два контакта: верхний 1РТЪ,
замыкающийся, когда температура выше допустимой («максимум»),
и нижний 1РТъ замыкающийся при достижении предельно низкой
температуры («минимум»). Когда температура находится в
заданных пределах, оба контакта 1РТЪ и 1РТп разомкнуты
(«норма»).
304

При повышении температуры контакт 1РТ3 включает реле 2Р
и сигнал 4Л («максимум»). Сигнал «норма» гаснет (из-за
размыкания контакта 2Р-3). Реле 2Р своим контактом 2Р-1 включает
реле 5Р, которое контактом 5Р-2 включает магнитный пускатель
1МП. Пускатель 1МП тремя главными контактами (на схеме не
показаны) включает электродвигатель компрессора высокой
ступени, а четвертым AМП-4) включает соленоидный вентиль 1СВ
(питание Кд-И жидким фреоном-22) и подготавливает цепь 21 к
пуску компрессора низкой ступени. Если давление фреона-13 в
Кд-И в момент пуска было низким, то через несколько секунд реле
времени РВ замкнет контакт РВ-1 и магнитный пускатель 2МП
включит электродвигатель компрессора низкой ступени. Если
давление было высоким, то в результате кипения фреона-22 оно
постепенно снизится, контакты реле давления 5РД разомкнутся,
обесточив реле 6Р. Тогда контактом 6Р-1 включится пускатель 2МП
компрессора низкой ступени.
С понижением температуры контакт моста 1РТВ разомкнётся,
реле 2Р обесточится, и через контакт 2Р-3 загорится сигнал
«норма», но компрессор не остановится, так как, несмотря на
размыкание контакта 2Р-1, реле 5Р остается под током (через свой
контакт 5Р-1). Когда температура достигнет нижнего заданного
предела и замкнется нижний контакт моста 1РТъ> выключится
реле IP, которое своим н. з. контактом 1Р-1 разорвет цепь реле 5Р.
При этом 5Р-2 обесточит пускатель ШЯ, контакт его 1МП-4
отключит пускатель 2МП, т. е. оба компрессора остановятся почти
одновременно.
Компрессоры также выключатся при условии, если сработает
любой из приборов в цепи защиты 9. Катушка аварийного реле ЗР
обесточится, и контакты его ЗР-3 разорвут цепь 13, обесточив
реле 5Я, а следовательно, выключив компрессор (контактом 5Р-2).
От контакта ЗР-2 загорится сигнал «неисправно» и электрозвонок.
Для повторного пуска после устранения неисправности
необходимо включателем 1К снова на мгновение замкнуть контакт 1К-2,
чтобы подготовить цепь защиты.
Электроподогрев сблокирован с работой вентилятора (цепь 2).
Поэтому для пуска установки необходимо нажать кнопку КУ-1
и включить вентилятор (пускатель 4МП). Через контакт 4МП-4
пускатель встанет на самопитание, а контакт 4МП-5 (цепь 25)
подготовит подогрев (пускатель ЗМП).
В режиме «холод — тепло» замкнут контакт ЗК-3 (ЗК-2
размыкается) . Когда цепь защиты подготовлена, контакты ЗР-4 включают
реле 7Р, которое своим контактом 7Р-1 включает реле 5Р, что
обеспечивает непрерывную работу компрессоров. При понижении
температуры замыкается нижний контакт моста 1РТт и реле IP
своим контактом 1Р-2 включает реле 8Р (цепь 14). Реле 8Р через
контакт 8Р-1 вводит в работу одну секцию подогрева (пускатель
ЗМП). Цикличное включение подогрева происходит при
минимальном дифференциале, так как при небольшом подогреве кон-
20 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
305

такт 1РТЯ сразу разомкнётся и отключит реле IP, которое через
контакт 1Р-2 обесточит реле 8Р, т. е. выключит подогрев.
При работе на «холод» и в режиме «тепло — холод» мост 2 дрл-
жен быть отключен (тумблером внутри моста), при работе на
подогрев надо отключить мост 1РТ, оставив 2РТ,
Для поддержания плюсовых температур (режим «теплр^
электронный мост своими контактами 2РТЯ и 2РТВ через
соответствующие реле IP и 2Р управляет промежуточным реле 4Р
(цепь 12), которое контактом 4Р-2 циклично включает подогрев
(ЗМП).
Термокамера с трехступенчатым компрессором (модель
М-61/51). Термокамера фирмы «Рихтер» ГДР полезной емкостью
250 л рассчитана на температуру —70-^ + 100° С. Изоляция — ми-
пора толщиной 330 мм. Охлаждение осуществляется одним
четырехцилиндровым трехступенчатым компрессором (типа К-1004/3).
Два цилиндра диаметром 100 мм использованы для I ступени,
третий цилиндр диаметром 100 мм — для II ступени и четвертый
диаметром 80 мм для III ступени. Ход поршня 100 мм. Число
оборотов 960 в минуту. Компрессор имеет принудительную смазку от
поршневого масляного насоса. Для разгрузки компрессора в
период пуска один из цилиндров I ступени и цилиндр II ступени
имеют электромагниты, отжимающие вильчатым сердечником
пластины всасывающих клапанов.
Мощность электродвигателя компрессора 16 кВт. Холодопроиз-
водительность компрессора 700 Вт при t0=—75° С. Система
заряжена фреоном-22 D7 кг).
Продолжительность охлаждения с +100 до —70° С составляет
5 ч, нагрева с —70 до +100° С —50 мин.
Испаритель затопленного типа состоит из нижнего и верхнего
коллекторов, соединенных тонкими медными трубками.
Поверхность охлаждения 13,2 м2. Заполнение испарителя жидким
фреоном-22 осуществляется через эжектор диаметром 1,2 мм.
Охлаждение воздуха в камере принудительное. Вентилятор
производительностью 600 м3/мин, скорость вращения 600 об/мин, мощность
электродвигателя 0,74 кВт. Нагревательное устройство состоит из двух
секций по 5 кВт.
Установка имеет один трехсекционный теплообменник, кожухо-
трубный элементный конденсатор с водяным охлаждением
поверхностью 3,9 м2, два фильтра-осушителя и три маслоотделителя
(после каждой ступени), которые обеспечивают автоматический
возврат масла в картер компрессора.
Минусовые температуры автоматически поддерживаются
цикличным включением компрессора при помощи электронного
терморегулятора со шкалой —100-т- + 100°С, плюсовые — цикличным
включением подогрева (установка вручную переключается с
режима «холод» на режим «тепло»).
Программное реле времени поддерживает в течение заданного
времени определенную температуру, затем автоматически пере-
306

ключает компрессор на подогрев и поддерживает плюсовую
температуру в заданном интервале времени. Установленный цикл
непрерывно повторяется.
Самописец температуры имеет шкалу —100-=- + 100° С. Для
защиты установки от высокого давления служат два контактных
манометра: 2КМ выключает компрессор при опасном избыточном
давлении в конденсаторе A,3 МПа); ЩМ, установленный на
испарителе, выключает электроподогрев при достижении опасного
давления в испарителе @,9 МПа) в режиме «нагрев». Если
температура в камере достигает ПО -М20°С, плавкий предохранитель
разрывает цепь управления электроподогревом.
Рассмотрим схему установки (рис. 133) и взаимодействие
автоматических приборов (рис. 134).
Жидкий фреон-22 высокого давления через эжектор Э
поступает в испаритель, кипит, охлаждая камеру. Неиспарившаяся
жидкость поступает в отделитель жидкости ОЖ, из нижней его
части засасывается эжектором и вновь подается в испаритель.
Пары из ОЖ, пройдя через газовый фильтр 1Ф, всасываются двумя
цилиндрами I ступени и после сжатия подаются через
маслоотделитель в межтрубное пространство средней секции теплообменника
ТО. Горячие пары охлаждаются насыщенными парами фреона-22,
который кипит в нижней части ТО при давлении всасывания III
ступени (примерно при —30° С) и подымается по трубкам средней
секции ТО. Охлажденные пары засасываются цилиндром II
ступени. После сжатия горячие пары охлаждаются жидким
фреоном-22, поступающим через дроссель Др (диаметром 1,3 мм).
Смесь горячего пара и жидкого фреона-22 (точка Б) поступает
в нижнюю секцию ТО, где жидкий фреон-22 кипит при давлении
всасывания III ступени. Избыток жидкости через поплавковый
регулятор ПР выпускается и подсасывается основным эжектором Э
для подачи в испаритель. Холодные пары поступают в верхнюю
часть ТО, где подогреваются змеевиком с жидким фреоном-22
высокого давления и засасываются в цилиндр III ступени. Сжатые
пары поступают в конденсатор, где конденсируются, охлаждаясь
водой.
Жидкий фреон-22 из конденсатора поступает в ресивер Рс,
проходит фильтр-осушитель 1ФО и разделяется на два потока (точка
А). Часть его (через фильтр 2ФО и дроссель Д) идет на
охлаждение пара после сжатия во II ступени. Основной поток охлаждается
в верхней секции ТО парами, затем в нижней секции кипящим
фреоном-22 и через фильтр-осушитель ЗФО поступает к эжектору
для подачи в испаритель.
Давление конденсации поддерживается постоянным
изменением расхода воды через регулятор ВРВ.
Автоматическое регулирование температуры в камере
рассмотрим по электрической схеме (рис. 134,а). Чтобы подготовить
цепь 4 для питания магнитного пускателя компрессора 2МП,
необходимо выключатели 2В и ЗВ. поставить в положение, показанное
на схеме (режим «холод») и повернуть выключатель 4В, а с по-
20*
307

м (х) м(Я?)
*^з+-3арядна Ф-22
Рис. 133. Схема термокамеры с трехступенчатым компрессором,

i
н>#^*
1 p
1МП j.
0-a
7ГЯ
7Л0Н
4i>
75 Вентилятор
¦
Реле Ьентилятора
II ~~
Программное perte
гмп
<+B ZP-1
ЗМЛа
Компрессор
5В Пр ЗР-1
ЧМП
ZP
(+170°С)
г км
38 ЛМ
1 секция наереЗа
Z секция нагреЗа,
ЗР
35

SLIPS
-nrr\
ZPS f-
1ЭМ
1KM
ZP-Z
ИГ"
3P-Z
"ПГ—
«3P-J
/7ro/f-; ' Реле дреме ни
тг
электромагнитоб
^тпг
2<?Л/
— ТУ
1РВ
2/>?
IF?!
Злектрома г на ты
Питание моста
ZTP
//T^V N-^-
—О^ф
—м^Ф —
2ГРТ J
Сеть
6
Рис. 134. Схема управления термокамерой с трехступенчатым компрессором:
а — цепь управления, б — силовая цепь.
мощью 1В пустить вентилятор (цепь 1). Тогда контакт пускателя
1МП-4 (цепь 2) включит реле IP, которое замкнет свой контакт
1Р-1 в цепи компрессора. Если к моменту включения температура
в камере выше заданной, то контакт электронного моста РТ
замкнут и пускатель 2МП включает электродвигатель компрессора.
309

Силовая цепь показана на рис. 134,6. Из-за резкого повышения
тока срабатывает токовое реле РТою подключенное к одной из фаз
силовой цепи. Контакт токового реле P^ok-I включает два реле
времени 1РВ и 2РВ (цепь 9), которые своими контактами
мгновенно включают электромагниты 1ЭМ и 2ЭМ (цепи 10 и 11). Вилка
электромагнита 1ЭМ отжимает всасывающие клапаны в I
цилиндре, а 2ЭМ — в III цилиндре. Пусковой ток падает, и
контакт-токового реле Рток-1 обесточивает катушки реле времени. Но во
избежание повторного повышения тока контакты реле времени 1РВ
и 2РВ отпускаются только через установленный промежуток
времени C0—40 с).
Давление в испарителе за это время снизится настолько, что
включение всех четырех цилиндров не приведет к превышению
номинальной величины тока (на который установлено реле РТок)-
Кроме блокировки с вентилятором (контакт 1Р-1), компрессор
имеет защиту от высокого давления в конденсаторе. При
избыточном давлении выше 1,3 МПа контактный манометр 2КМ включает
реле 2Р, которое контактом 2Р-1 разрывает цепь питания
компрессора. Контакт 2Р-3 включает аварийный звонок (цепь <5), а ЗР-2
ставит реле на самопитание.
Для повторного включения компрессора необходимо общим
рубильником на щите снять напряжение в цепи управления (в
частности, обесточить реле 2Р).
Защита электродвигателя от перегрузки осуществляется
тепловым реле 2ТР, встроенным в магнитный пускатель (см.
рис. 134,6).
При нагреве теплового элемента в любой из трех фаз общий
рычаг размыкает контакт 2ТР, находящийся в цепи катушки
магнитного пускателя 2МП.
Для поддержания плюсовых температур выключатель ЗВ
следует повернуть на 90°; это разорвет цепь компрессора и
подготовит цепь нагрева 5. Температура поддерживается электронным
мостом РТ, который циклично включает и выключает одну или обе
секции электронагрева (в зависимости от положения выключателя
5В). При чрезмерном повышении давления в испарителе
контактный манометр 1КМ включает реле ЗР, которое н. з. контактом
ЗР-Г разрывает цепь питания пускателей электронагрева ЗМП
и 4МП. В случае отказа контактного манометра и дальнейшего
повышения температуры во избежание пожара плавкий
предохранитель Пр, встроенный в камеру, разрывает цепь при
температуре 110° С.
Для автоматического цикличного переключения с режима
охлаждения на режим подогрева необходимо повернуть выключатель
2В на 90°.
Тогда программное реле РПр (цепь 3) периодически
через заданные интервалы времени будет включать компрессор
(клемма 2) или нагрев (клемма 1).
310

Установки средней и крупной производительности
Установки средней и крупной холодопроизводительности
состоят из нескольких двухступенчатых агрегатов (см. табл. 12 и 13),
подключаемых параллельно на общую испарительную или
рассольную систему. Компрессоры, аппараты и другие узлы
монтируют непосредственно на объекте. При использовании
двухступенчатых компрессоров (ДАУ-50, ДАУ-100 и др.) монтаж установки
упрощается.
Схема установки охлаждения низкотемпературных камер
на крупных холодильниках приведена на рис. 135. Жидкий аммиак
низкого давления из циркуляционного ресивера насосами подается
в испарители охлаждаемых камер. Неиспарившаяся жидкость
сливается через отделитель жидкости в циркуляционный ресивер,
а пары отсасываются параллельно включенными
двухступенчатыми агрегатами (типа АДС).
В каждой камере имеется датчик температуры (или реле
температуры) и соленоидный вентиль (на схеме не показаны). При
достижении заданной температуры в камере реле температуры
отключает соответствующий соленоидный вентиль, и подача аммиака
в испаритель прекращается. Степень заполнения испарителей
поддерживается постоянной A00%-ной) благодаря подаче жидкого
аммиака с избытком (полное самовыравнивание).
Постоянное давление, а следовательно, и температура кипения
поддерживается автоматическим подключением необходимого
числа агрегатов. Каждый агрегат включается от своего реле
температуры AРТ, 2РТ, ЗРТ и т. д.), которые'настраивают по схеме
статического или астатического многопозиционного регулирования
(см. рис. 87,б и г).
Компрессор низкой ступени /0инд отсасывает пары из
испарительной системы и сжимает их до давления в промсосуде. Здесь
пары охлаждаются за счет кипения аммиака при промежуточном
давлении и подаются компрессором высокого давления Кмвд в
конденсатор. Жидкий аммиак из конденсатора попадает в промсосуд,
где переохлаждается и через 1РВ поступает в испарительную
систему. Часть аммиака через 2РВ подается в промсосуд и
дросселируется только до промежуточного давления. Уровень жидкого
аммиака в циркуляционном ресивере и в промсосуде регулируется
при помощи реле уровней 1РУ и 2РУ (например, типа ПРУ-5).
При повышении уровня реле разрывает цепь питания соленоидного
вентиля AСВ и 2СВ), и подача жидкости в соответствующий сосуд
прекращается.
Автоматическое включение агрегата производится в следующей
последовательности. При повышении температуры кипения 1РТ
включает компрессор верхней ступени. Когда Кмвд отсосет пары
из промсосуда и давление снизится до заданного, реле давления
1РД включит компрессор низкого давления. При включении
компрессоров одновременно открываются соленоидные вентили на
линии байпаса AСВВ и 2СВЪ) Через 8—10 с после включения ком-
311

1РТА 1РДЯ 7С86
Градирня
№3
I
,8 ЙН«Л°
W
^Ул
I
jjf )
в*
5
2 3 15 6
14- 15 16 11 18 19 10 21 22 23 2* 25 26
«лГРТ*. тмл груа
1Р-Ч- 1Р-5 3W ЗР-f
Рис. 135. Схема автоматизации аммиачных двухступенчатых установок типа АДС:
вверху — принципиальная схема автоматизации, внизу — электрическая схема управления и защиты компрессоров АД<

прессоров соответствующие соленоидные вентили байпасов
закрываются (от реле времени).
, Для автоматического включения компрессоров необходимо:
1) ключи режимов 1КР и 2КР повернуть в положение А
(автоматическое), т. е. замкнуть контакты 1КР-1 D) и 2КР-1 (И)\
2) кнопкой 1КП A) включить реле общей защиты Р0. При этом
контакт Р0-1 обеспечит самопитание Р0, а контакт Р0~2
подготовит цепь аварийного реле Ра B7) данного агрегата; 3) кнопкой
защиты 1КЗ-1 B7) дать напряжение на обмотку Ра ;при этом
контакт Ра-^ подготовит цепь для включения пускового реле
1Рп B) КмВд, контакт Рд -2 — цепь 2Рп Кмшк> контакт Ра-3 даст
самопитание катушке Ра , а контакт Ра -4 включит сигнальную
лампочку ЛС A7).
Для световой сигнализации используют тиратроны с холодным
катодом типа МТХ-90, которые выполняют роль запоминающих
реле и сигнальных ламп.
Когда цепь аварийной защиты Ра включена, реле температуры
1РТ включает реле 7РШ обеспечивающее пуск КмВд, (пускатель
1П на схеме не показан). Одновременно включаются соленоидные
вентили байпаса 1СВъ , подачи воды 1СВв и реле времени 1РВ
(температурное реле времени типа ТРВ-1В). Через 10 с контакт
1РВ включает IP, которое контактом 1Р-1 отключает вентиль
байпаса 1СВъ у замыкающим контактом 1Р-2 становится на
самопитание и размыкающим контактом 1Р-3 отключает 1РВ.
Кроме того, разомкнутся контакты 1Р-4 и 1Р-5 A8 и 19). Если
к этому времени масляный насос компрессора не создал
необходимого давления (на 1-^-1,5-105 Па более, чем'давление в картере)
или вода не прошла через рубашку компрессора, то реле контроля
смазки 1РКС или реле расхода 1РР разорвут цепь аварийного
реле Ра , и компрессор остановится. После того как Кмвд> снизит
давление в промсосуде, 1РД разомкнет цепь 2Р (8). Контакт 2Р-1
включит пусковое реле 2Рп. Произойдет аналогичное включение
компрессора низкого давления.
При достижении заданной температуры 1РТ отключает
компрессор высокого давления. После того как давление в промсосуде
повысится (в результате работы Кмид), контакты 1РД замкнутся
и реле 2Р остановит компрессор низкого давления.
Кроме указанных защит (реле контроля смазки и реле расхода
на водяных рубашках), имеются запщты от высокого давления
и температуры нагнетания /Сжвд (IPДа и 1РТа ), от высокого
давления нагнетания и от чрезмерно низкого давления всасывания
у компрессора низкой ступени BРДа и ЗРДа) и от превышения
уровня в промсосуде AРУа)- При повышении уровня аммиака
в отделителе жидкости реле уровня РУа отключает общую защиту
Р0, которая останавливает одновременно все агрегаты.
При срабатывании одного из приборов защиты, например
)РДа , обрывается цепь аварийного реле Ра » которое контактами
Ра -1 и Ра -2 останавливает оба компрессора. Одновременно
прекращается питание сетки соответствующего тиратрона (ЛС5 через
313

сопротивление R-12). Положительный потенциал на сетке
(подаваемый через сопротивление R-13) увеличивает анодный ток, и
тиратрон ЛС5 зажигается. При этом тиратроны ЛС1—ЛС4 не
зажигаются, так как у них на сетке остается отрицательный потенциал,
а тиратроны ЛС6—ЛС9 не зажигаются из-за того, что 1РДа
обрывает у них цепь анодного тока. Эта схема обеспечиваеТ~за-
поминание аварийной причины остановки компрессора, так как
тиратрон ЛС5 продолжает гореть и после остановки компрессоров.
Погасить тиратроны можно нажатием кнопки 1КЗ и разрывом
питания анодной цепи контактом 1КЗ-2.
Полуавтоматический пуск, т. е. раздельный пуск компрессоров
при наличии автоматической защиты (без приборов 1РТ и 1РД)<
осуществляется поворотом 1КР и 2КР в положение П. При этом
контакты 1КР-2 и 2КР-2 замкнутся, а контакты 1КР-1 и 2КР-1
разомкнутся.
В последние годы начали применять схемы пуска двухступен-
чатых агрегатов, предусматривающие иную последовательность
включения компрессоров: сначала компрессор низкого давления,
а затем (через реле времени) компрессор высокого давления. При
этом после остановки компрессоров соленоидный вентиль на линии
байпаса низкой ступени открывается (промсосуд соединяется с
испарителем). За время стоянки компрессора давление в промсосуде
падает до давления в испарителе, что облегчает последующий пуск
компрессора низкого давления. Обратный клапан на
нагнетательной стороне /СжНд не требуется. Однако эта схема имеет
существенный недостаток: после остановки компрессоров вся жидкость
в промсосуде выкипает, и пары конденсируются в испарителе, что
равносильно увеличению тепловой нагрузки на компрессор, т. е.
снижается экономичность установки. После включения
компрессоров увеличивается продолжительность переходного процесса, пока
уровень жидкости в промсосуде не примет своего установившегося
значения.
Схемы автоматизации крупных установок разнообразны. При
выборе схемы автоматизации необходимо стремиться к
максимальной простоте и унификации. Поэтому следует продумать наиболее
простой технологический порядок пуска и минимальное число
приборов защиты. Это обеспечит надежность и удобство эксплуатации
автоматизированных холодильных установок.

ПРИЛОЖЕНИЯ
Приложение 1
Единицы СИ и соотношения их с другими единицами
Величины
Длина и др.
линейные величины
Масса
Время
Сила, вес
Давление
Плотность
Удельный
(объемный) вес*
Удельный (массовый)
объем
Расход массовый
Расход объемный
Работа
Мощность
Количество тепла

Обозначения
U К d
т
1
Р
Р
Y
V
М
V
L 1
N
Q |
Единицы СИ
м (метр)
кг (килограмм)
с (секунда)
Н (ньютон)
1 Н=1 кг.м/с2
Па (паскаль)
1 Па=1 Н/м2
кг/м3
Н/м3
м3/кг
к г/с
Соотношения между единицами
1Н=0,10197 кгс^0,102 кгс;
1 кгс=9,80665 Н^9,8Н
1 Па^ 1,02-10-5 Кгс/см2=
=7,52*10—3 мм рт. ст.
1 кгс/см2^9,8-104 Па=
=0,098 МПа (мегапаскалей)
1 бар=105 Па
1 мм рт. ст.=133,3 Па
1 Н/м3 s 0,102 кгс/м3
м3/с
Дж (джоуль)
1 Дж=1 Н-м
Вт (ватт)
Дж 1
1 Дж^0,102 кгс-м
1 Дж= 1 Вт-с
1 кВт-ч = 3,6-10» Дж
1 Вт^0,102 кгс.м/с
1 Дж = 0,2388.10-Зккал^
^0,239-10-3 ккал
1 ккал = 4186,8 Дж^
^4,19 кДж
* Данную величину, если входящий в ее состав вес характеризует
количество вещества, при пользовании системой СИ применять не рекомендуется.
315

Продолжение при л. 1
Величины
Тепловой поток
(в единицу времени);
холодопроизводи-
тельность
Плотность теплового
потока
Коэффициенты
теплоотдачи и
теплопередачи
Теплопроводность
Динамическая
вязкость
Кинематическая
вязкость
Удельная
теплоемкость, удельная
энтропия
Удельная энтальпия,
удельная теплота
парообразования
Поверхностное
натяжение
Газовая постоянная

Обозначения
Q, Qo
qF
a, k
%
Л !
V
Су S
и г
\ °
R
Единицы СИ
Вт
1 Вт=1 Дж/с
Вт/М2 1
Вт/(м2.°С)
Вт/(м.°С)
Па-с
1 Па.с=1 Н-с/м2
1 Па.с=1 кг/(с-м)
м2/с
Дж/(кг.°С)
Дж/кг
Н/м
Дж/(кг.°С)
Соотношения между единицами
1 Вт=0,8598 ккалТчЪ
^0,86 ккал/ч
1 кВт^860 ккал/ч
1 ккал/ч = 1,163 Вт
1 Вт/м2^0,86 ккал/(м2-ч^
1 ккал/(м2.ч)=1,163 Вт/м2
1 Вт/(м2.°С) ^
^0,86 ккал/(м2.ч.°С)
1 ккал/(м2*ч-#С)=
=1,163 Вт/(м2.°С)
1 Вт/(м.»С)^
^0,86 ккал/(м*ч-°С)
1 ккал/(м.ч.°С)=
= 1,163 Вт/(м-°С)
1 Па.с^0,Ю2 кгс-с/м2=
= ШП (пуаз)=1000сП
(сантипуаз)
1 кгс-с/м2^9,8 Па-с
1 м2/с=10* Ст (стоксов)=
=10б сСт (сантистоксов)
I Дж/(кг.°С)^
^0,239.10-3 ккал/(кг.°С)
1 ккал/(кг.°С) =
^4i90 Дж/(кг.°С)
1 Дж/кг^0,239Х
XlO—з ккал/кг
1 ккал/кг^4190 Дж/кг
1 кДж/кг^0,239 ккал/кг
1 Н/м=1000 дин/см^
= 0,102 кгс/м
1 кгс/м^9,8 Н/м
1 Дж/(кг.°С)^
^0,102 кгс-м/(кг.°С)
316

Основные свойства холодильных агентов
Приложение 2
Название агента
Фреон
»
»
»
»
>
»
Этан
Этилен
Пропан
Пропилен
Шестифтористая
сера
Аммиак
Фреон
»
»
»
*
Воздух
№ агента*
12
13
14
22
23
143
13В1
170
1150
290
1270
846
717
500**
A2/152а)
502**
B2/115)
503**
A3/23)
504**
C2/115)
115/290**
729
Хим, формула;
состав в массовых
% (для смесей)
CF2C12
CFaCl
CF4
CHF2Ci
CHFS
QHaF,
CF,Br
QHe
QH4
C3H8
C3He
SFe
NH3
CF2C12/CHSCHF2
73,8/26,2%
CHF.Cl/QFbCI
48,8/51,2%
CF8C1/CHF8C1
59,9/40,1%
CtWQFaCl ,
48,2/51,8%
CAC1/CA
68,4/31,6%
арная 1
к
120,92
104,47
88,01
86,48
70,01
84,04
148,9
30,07
28,05
44,1
42,08
146
17,03
106,54
111,6
90,65
79,2
86,2
28,95
о В
о t*
И М -
8 Set
m и
68,7
79,6
94,1
96,1
118,7
98,8
55,8
276,2
296
188,5
198
56,96
488
78,0
74,6
91,7
105
96,4
287,4
еская I
атура
V ftU
& a -
112
28,8
—45,5
96
26,3
73,1
67,0
32,1
9,5
96,8
91,4
45,5
132,4
105,5
90,1
19,5
—
80,7
140,7
АУ Ь.
Ocx
5 3 .
tf tf ?
4,11
3,92
3,75
4,94
4,87
3,77
3,98
4,9
5,06
4,2,5
4,6
3,76
11,3
4,43
4,13
4,34
—
3,46
5,59
S'n ^
2 с s
cuM a
«к2
S Kg
не Л г
—29,8
—81,5
—128
—40,8
—82,1
—47,6
—57,8
-88,6
—103,7
—42,1
—47,7
—
—33,4
-33,5
—45,6
-87,8
—57,2
—46,6
—192
—196
Я
О at
2 С
8 к >
4 So
0,744
—
—
1,19
—
1,48
1,82
4,63
—
1,03
—
2,64
1,165
0,878
1,32
—
2,15
—
—
ее К
а»
« S
а**
Н соо
—155
—181
—184
—160
—155,2
—111,3
—143,2
—183,2
—169,5
—187,1
—185
—50,8
—77,7
—123
—
—
—
—
—
ьЭ
Ч се
1,14
1.15
1,22
1,20
1,116
1,25
1,25
1,13
1,07
1,30
—
—
—
—
—
U4
* В соответствии с классификацией агентов, принятой международной организацией по стандартизации ISO в 1968 г. [135].
** Азеотропная смесь.

о
S
а
п
о
-кГ
Па;
ю
О
о
ж
CL
3
Q.
ату
о.
В
S
н
о
ю
о
генз
л
X ;
3 !
ДИЛЬН
оло
X
CQ
паро
¦ X
енны
аЧ
2
о
X
к
S
вле]
cd
*
л
н
и
®
s
Зависи
1 "*
4
**¦*
4
¦*
•е-
¦**
¦f
ф-1
***
-14
в
¦**
тГ
е-
1 оо^сою
соо ооо
оооо
-ФСОСМ-*
со со со со
1-Н 1-М г-* г-Н
1 1 1 1
оо coos
со^юо
-ч^ЮЮЮ
о ооо
со ь-сою
сосососо
Mil
см coco —*
00 CD О СО
СО СО 00 Tf
оооо
СЧ-мОСЛ
rf Tt1 *Ф СО
^^^^
1 II 1
Ю "Ф^
0^(NN"*
СМЮ h- О
CM CM CM CO
ОООО
СОЮ <ф СО
"Ф ^tf* Tl4 "Ф
1I1
Mil
CO О CT> -ф
^h о оо оо
WNOOO
^-H'NW
о ооо
оо ооо
Ю *Ф -ф ч*«
II 1 1
,
coo
Ю 00 00 О
смюоо
r^(N^O)
оооо
оооо
оооо
оюою
г- со сою
1111
|[
1 ?
в
S3
4
1 <*
1 4
I *^
е '
-503
е
С<1
4
4
00 1
4
1
-ф о
* t*-
ю со
1 ,—1 к—1
о о
Ю CS1 Ю
?2 ?? —'
О О ~м
ооо
СО 00 О
-ф оо со
со ^ со
СМ СМ СМ
05 СМ -ч
о о о
О ~« СМ
^Н 1—1 Г-1
ООО
Ю «Ф СО
_ч ^ч *—1
1 1 1
О ~* 00
о со ю
см см см
ооо
ооо
t-. т^ -ф
»» <ф —1
оо о о
со
СО
0,02
1
о
о о со
со см см
1 1 1
СМ
о
1—<
о .
СО -Ф
—. СМ
СМ СО
о о
со см
GO Th
о о
СМ СМ
о ~*
о о
СО -Ф
^Щ 4—1
о о
СМ t-м
^ч —^
1 1
00 —1
со см
см со
о о
о о
со со
оо со
о ~-
О СО
см см
1 1
оо
о
00
см
о
о
<Ф
Tf
о
-н
со
со
'—'
о
о
—1
1
о
СО
о
о
со
^
см
о
00
0,04
ю
см
1
ю
со
ю
о
00
см
со
<ф
о
~*
о
о
о
1
•ф
о
о?
о
о
ю
СО
СО
ТН
см
1
о
оо
со
см
о
00 СМ
CT> Tf
со оо
о о
со ю
*Ф СО
со со
00 т*<
ь- см
со о
-н С^
о о
со о
о о
1 1
со см
со оо
SS
о о
СО 00
см см
¦Ф ю
*
со см
см см
1 1
о
СО
-ф
ю о
со со
со со
о
со
о
о
о
3
с^
о
со
см
о
со
о
1
СМ
со
ю
о
о
<ф
см
со
см
1
о о
СО О
Ю СО
— со
см см
о о
Ю СО
о см
¦ф <ф
Ю 00
со ю
см см
о о
Ю "Ф
о о
1 1
см
8
о"
О. СО
00 *Ф
ю со
о о
о о
о см
СО т^
о со
о
о
0,07
о о
СМ -н
1 1
ю
¦ф
о-*
ю со
ю о
см <м
о о
00 О
Tf О
-ф -ф
СМ СО
О СЪ
О 00
см см
о о
со см
о о
1 1
СО
о
о"
о оо
—1 о
о г—
о о
о о
СО «-ч
ю со
а> о
00 О
1 1
см
см
о
см
о
«ф
о
тН
-ф
о
со
о
о
1
о
¦ф
о"
¦ф
ю
00
о
о
о
о
сч
СМ
со
1
318

! 1
4
i
4
Ф-500
1 Я
II ^
Зтан
Ф-13В1
Ф-23
Ф-22
1
И т^
4
II п
4
II w
1 4
И ^
II °
СО 00 ООООО
ЬО^ 00 —
"чРЮЮ Ю СО
ООООО
СО
см
to
о
t^
&
ю
rf" СО СО О 00
—| СО СО О —
СО СО 00 00 'Tf
ООООО
coco—смю
см см см см см
ООООО
ООООО
СОСОО 1--Ю
^-,.<f COO CM
ю ю ю ю со
см со — coco
СО tO COO CO
coco oo rr -^
оооо о
CO
CO
о
<?
о
OQOONCO
— о о о о
ММ!
о см со со оо
ЮО т}«0 П*
COl^t^t^OO
ооооо
о
о
с--
о
со
см
ооо см t- т*<
rf т*< tO tO tO
ooooo
— O — TFO
— COt^O*^
CO CO CO rf Tt<
OOOOO
OOOOO
со со rt< coo
Ю 00 — tF t^-
COCO t^ l> Г-
— — COCO —
COO CM Ю О
xf xf Ю tO Ю
ОООО О
CM
Ю
00
о
о ;
Ю ^ CO CM —
OOOOO
Mill
rfi О tO rh CO
О -ФОСОСМ
CO О О О —
5
о
о
о
ю
о"
со -*t- coo
смсоою о
coco t- t> oo
ооооо
оосм о о
ОО —СООЮ
*rt*lfiiO СО СО
ооооо
ооооо
сосо-^ смо
— ч* 00 СМ СО
СО 00 00ОО
со со со оосм
СМ СОО Т^О
со cot--с- t>-
оооо о
о
ю
оо
см
о
о"
оо оо t-. со
О) 00 00 00 ОО
Mill
— оосоо
(?>ЬО ООО 00
— СМ СО "^ тР
— О I>- to Tt<
оо — см со
ооооо
г-,
см
см
8
см
см
о*
О00 COCO со
ЮОЮ — ^
00 О О О О
см со оо со со
— СО СМ О СО
1>- Г- 00 ООО
ООООО
ооооо
о осмю о
О * 00 СМ О
о оо ——
1>- со СО 00 —
со оо со оо-^
оо ооооо
ооо о —
8
о**
ю ^ со см —
со оо оо оо оо
Mill
О 00
СО4"*
Ю СО
со -^
^ю
оо
to
о
со
о*
oto
28
«ф —
со —
о —
оо
юсм
— со
см см
О fs,
en to
О —
00
СО
О
о"
оо
оо о-
1 1
оо
ом —
t^CO
ЮСО
со^
оо
юг^
см со
coo
О 00
— см
оо
о о
~*со
coco
о со
— 00
см см
со
о
о"
1 1
ООО
050
— см
t^o
ООО
— см
оо
S
S
о
о
о
о^
о
о*4
см —
смо
-ФЮ
смо
1^сО
СО ^
а>о
— со
— со
т*« "*
ооо
ю —
со ^
см
8
о"
СОЮ
1 1
— СО
— см
см см
28
см см
оо
со оо
00 СО
ЮСО
см —
с^оо
ЮСО
оо
t--CM
Ю1П
— ю
О со
чфЮ
Cvj
о
о
о"
Tf 00
ГГ.
3)9

OSS
II II I I II II II II II II II II II II
4ь 4*. 4* СЛ СЛ Сл СЛ СЛ СЛ СЛ СЛ СЛ СЛ О OCT) ОСТ) О О СГ> СТ» OS SS
S 00 СО О ^ to СО 4* СлО S 00 СО О —'to СО 4* СлО S 00 СО О "— to
О О О О
4* 4*. 4* СО СО
СЛ СО n- CO СЛ
00 СЛ Ф- СО СО
s со
00
to
СЛ
со
00
to
to
о
со
to
О
СО
S
Со
о
СЛ
оо
~
со to о
со to -J
сл -о -о
4* 4* 4* 4* 4* СО ООСО COCO COCO tOtOtOtO tOtO tOtO tO ^ •— ^— >— >—
S СЛ CO^— О 00 SO) 4* СО и- О СО00 S СЛ *?»0Э Ю^- ОСО 0000 SO
~ ' - * - -- -- 4* О О tO СОФ Co >— OOO S S О О S 00 COO tO 4*
00 00 •-— S sl>- 00 00 CO »-* tO СЛ CO CO
О CO S 4* СЛСО
35,0
36,0
oo
33,0
34,0
oo
31,1
32,0
oo
29,28
30,2
oo
27,54
28,40
oo
25,88
26,70
oo
24,30
25,09
oo
22,76
23,54
oo
21,36
22,07
oo
18,70
19,34
20,00
20,67
oo oo
17,46
18,07
oo
16,28
16,86
oo
S S OO О СЛ СЛСЛ 4* 4* 4*Ф» COCO COCO COtO tOtO tOtO tOtO ^* >—
СЛ >— 00 4* ^-00 CHtO COS 4* tO COS СЛСО •— CO SO 4* CO i— О COS
tO СП OO COtO ЮСО OO 4* О SCn 4*.4i. *~'~ "" "
СЛ СЛ СЛ rfs* 4s* 4* 4^j^ 00 СО СО^СО COjW> JJ0 Ю tO JO JOJsD JO tO Ю н- н- н-
4* tO OOO О '4* tOO COS СЛ4* tO >-* OOO SO 4*. CO tO >— О CO 00 S
СЛСО COCO CO 4* ОСО н-сл COCO CO 4* О О W>- 00S СЛСЛ 4^4*. СЛСЛ
О СЛО COtO CO и- SO OS
CO
о
Oo
s
о
s
СЛ
to
со
о
СЛ
о
to
9
со
to
to
ISO
00
О
4*
СЛ
CO
OO
СЛ СЛ
CO и-
co ro
oo
coco
4* О
ooco
oo
СлСо
СОСЛ
to
о
s
о
4*
о
СО
оо
4* 4*
ооо
S Со
о о
00 00
о to
^—о
О Сл
>— СО
to о
о
СО
о
СО
оо
S S
00 4^
•— to
СЛСЛ
Oi^
00S
о
СО
to
оо
S О
OS
о~
слел
too
оо
о
со
Оо
со
оо
о о
COO
S СЛ
4* 4*
00 О
О S
О
to
4*
СО
4*
ОО
СЛ СЛ
S 4*
4* 4*
4*4*.
4* СО
со>—
О
to
00
СО
О О
СЛ4*
•—00
О00
4* СО
— СО
4* S
О
СО
о
оо
4* 4*
О СО
to s
со со
ООО
ОСЛ
о
о
S
4*
оо
4* СО
.— СО
соо
COCO
4* СО
О
4*
СЛ
о
ОО
coco
О 4*
СООО
coco
СОСЛ ОО
О
to
о
to
оо
coco
tOO
00СО
to to
сооо
B8
о
о
СО
со
оо
to to
COS
— 4*
to to
О СЛ
as
oo
to to
СЛ4*
ooto
to to
4* CO
COtO
S 4*
w
-n
2
X
e
' 1
°
0
о 1
to I
6- 1
.8 ||

к
•>Ф©Ю 1—• 00 СО Ю 'SP tF
_ _ _. " - „О
Ю I**- © CM©—.
СО С005 COCOO
COCOO 00 Г*- f^ OOOCN CO О CO
WN-h т*« 00 CM СО~нЮ © rf< 00
00 О COCOGO-HT^t^C
CO*t^~r»* Г*-*Г^*00* 0000*05* 05*05*05* ©*©*—* .-Г—ГсМ* <M*CM*CO* 00*т*"т^ ^ЮЮ
-._ Q0NO) WNIO lOCN(N 0000O5
© rfri © т^05Ю О CO ОТ ©ЮСМ 05 CO ""Ф ^OlN
0500 «»h(N COCOTfi rjHiOCO © t- 00 05050
CO—i© CNOOIO U5 0310
СОЮ"* CO t4- CN CM CM CO
•-Ч CM CO тРЮ© ГЧ. 00 ОЭ
«CM CM CN CM CN CM CN CM CM CN
(оюю ©oo*^ ©см© ooooo со оо "Ф cm—«cn
CO Oi CN lOCOCN Ю © CM СООЮ O5CO00 СОООСО
Ю Ю CD CD CD O- t^-t-00 Q0O5O5 ОЮО »-« —• CM
tO 05 CO rj* rfi CO
00 CO © Ю—1 t-
ooo ooo ooo ooo o*
X
Ю . I>- т*
ю Ю со
00 t*- 00 ~^ЮСМ —ч T-H rf 05COTJH
i—.Ю© tJ^OOCO 00 00 00 00©Ю
^- b-t>- 00 00 OS 0500 —• —¦ CN
coots- со oo см ooco
—•00"^ -нООСО r^CMO
СОСОчФ ЮЮСО t^OO©
ooo ooo o*
О
см*
со
CM*
CM
CO*
о
OO
o>
Ю*
со
со
00
Ю
s
o*
CM
CM
V*
CM
CO 05 CM
CO 00—<
Ю Ю CO
OOCM
©CO h-
I-*- 00 00
CO^hCO
CO CO 00
CO COCO
Ю 05 CO
-нЮ О
© © О
-н 05СО
00 00 СО
С-- t^ts-
т^ СОЮ
ю ою
Пн СО СО
05 СМЮ
t^OOOO
05Ю СО
О со СМ
см см со
00 —i TF
00 05 05
см со г-
00 ^ О
со ** ю
Orf 05
00 —г "*•
©©©
СО —« СМ
f- rf —i
IOCON
Ю —¦ Oi
00 СМЮ
о—< —«
ю©г-
оососо
t-- 00©
t^coco
©СО t^
~ч CM CM
1^©Ю
—.©00
© —1 —1
oo©co
—¦ CO©
CO 00t*<
CO COCO
t-сою
CM CO ^f
©©© ©©-<
см см см см см см
00 СОЮ
00© CM
'гриьт
^co—<
• oo ©со
•*#\om
©©©
^ CD 00
inidlCi
СОЮСО
Ю 00 —
© © О
i?)NO0
© CN rf
со о ©
со^ю
¦*NO
© © ©
t- 05 r-i
© ©
rococo oo
CONO
t^-t^- oo
o© ©
©Ю ©
^ © ©
t^-tv- о
ю со см
'Ф 00 CM
oooo©
©oo
©CM©
oooooo
сою со
©o Tf
05©©
t^ сою
С5СМЮ
00 © ©
00 05Г-»
©oooo
© —I l—l
mm ©
00—<"<*
©©©
t- 00—<
со 00 rf
см см со
00 ©Ю
© V-. T-H
ю^©
©ю ©
©LOtF COCVi-h ©©00 h- © Ю rfCOCM ^ <
^ ч*1 чф «*f тр -Ф rfCOCO CO 00 CO . CO CO CO
I I
о см
1:1
CM CM С
I i
21 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович
321

8
ю.
4
4
Ф-500
X
Z
со
I
Зтан
. 3
00
4
Ф-23
Ф-22
Ф-14
4
Ф-12
О
о
16,32
о
оо
1,843
со
•>
2,552
11,78
1,569
о>
1 '
16,80
3,16
1,915
2,076
7,27
14,92
2,651
12,12
1,630
00
1
17,28
3,27
1,990
2,168
15,39
17,78
3,39
2,066
2,264
7,75
15,86
2,753
2,858
12,48
1,694
I
12,84
1,759
CD
I
18,28
3,51
2,145
2,363
16,29
5,38
16,35
2,966
13,20
1,826
LC
!
18,80
3,64
2,226
2,465
8,23
16,84
3,08
13,57
1,895
¦1
19,33
3,77
2,309
2,570
17,35
3,19
13,96
996*1
СО
1
19,87
3,90
2,395
2,679
8,77
17.87
3,31
14,35
2,039
см
I
. 20,41
4,03
2,483
2,794
18,40
3,43 ;
14,75
2,114
1
20,97
4,17
2,574
2,909
9,32
18,58
6,29
18,94
3,55
15,15
2,191
о
i
1С
1С
см
4,32
2,667
3,03
19,49
Q0
со
со
15,57
2,271
О)
1
22,13
4,46
2,762
3,15
9,89
20,06
3,81
16,00
2,353
00
i
см
t^
см
см
4,61
2,860
3,28
20,63
3,94
16,43
2,436
I
23,33
4,76
2,961
3,41
10,48
21,22
4,08
16,87
2,552
со
1
23,95
4,92
3,06
3,55
eft
о
см
7,31
22,13
4,22
17,32
2,611
LC
1
24,58
5,08
3,17
3,69
11,10
22,44
4,37
17,78
2,702
1
25,22
5,24
3,28
3,83
23,07
4,52
18,25
2,795
со
I
00 1С
оо ic
1С СО
см см
5,41
5,59
3,39
3,51
3,98
4,14
11,74
23,72
24,37
4,67
4,82
18,73
19,21
2,890
2,988
см —¦
1 1
27,23
5,76
3,63
4,29
12,42
23,86
8,45
25,04
4,98
19,70
3,09
о
27,92
5,'94
3,75
4,46
25,73
5,15
28,63
6,13
3,87
4,62
13,11
26,43
5,31
20,20
20,72
3,19
-
3,30
см
29,36
6,32
4,00
4,78
27,14
5,49
21,24
со
со

О ч* —< 00 t^- О -НЛО Г^СОСО
О 00 СО СО —I О 00СОЮ СОСМ —
§
О О —• CNC0C0 т*"ЮСО Ь-ООО
сососо со со со сососо со со со
§
•е
о
со
СОО0 —
h-O CM
СОСОСО h-lN-t^- r^t^-00
Ю 00 СО 00С0О Ю СМ О 00 СО Ю »СФ@ NOin
чф'СОО — "<*< СО О CM rj« О О СО CD О СМ Ю 00 СМ
со ао-ао
ООО ООО О — — ^-^W (NWCO
3
ю
©
СМ СО О т? 00 СО
LO С
Ю — 00
IOWO OiSN СОСОСО Г-ООО СМ Ю 00
О —СО т^СООО OfN"^ k — .--
^ЮЮ ЮЮЮ
cooo—i сою г-
ю*со*со* со* со* со" r^r^rC r^Ti^oo ; 00*00*00"
00 Ю -^ ^^Tf Ю COO — ^< 00 C000C0 QN.IO СО СО CM СО rj< СО 00 CM t^
О Ю СО Ю Г- О — СО Ю 00 О CM lOl^CO CO Ю 00 «^.N OCOCO OCOCO
TfiOlO
•Ф
00
со
0
Ю
Tf
ююю
00
CO
Ю
сососо
о
"-1
со
•*
о
г-
СОЬ- t^
со
о
г-
h* t^oo
ю
00
00
о
00
о
оооооо
о
t-
0
СМ
о о о
см
оо
„
см
S
см
см
ооо
СМ*
о
•ф
см
о-
ь-
*—'
ю
см
,Г-,
оо
со
»¦
о
см
со.
00
4
со
СО,
О
см
см
см
4
*>. СМ 00
оо со со
СМО00 СО тН СО СМ —О О О 00 0000О ОО—I CM Tf
ю cof-
со со со
1^000 О—"СМ СОЮСО Г4-00
СО СО СО тР Tf 'Ф "Ф-тГ "Ф *Ф rf
СО "ФСО
СО 00О
ЮЮСО
СМ ——
СО COCO
—1 СМ СО
00 О СМ
соь» с-
•ф соо
«#СО 00
t- r-t4-
см coo
-coco
000000
•^OiW —• 00 Ю
00 0 со со 00 —
OOOO OOO
со —0 00 —
rf Г4- О COCOO
00— — — —.
•>-CM »- COihO О О CM ЮОЮ —i О Ю
Г- СО 00 «Ф О СО — 00 "Ф OCOCO ONrf — 00 Ю СМ О 00 Ю СО — 00
—"смсм" со'г*"^ \&\oio t^Tt-Coo*4 слоГо* —Г~Гсм со^-ф ioco"h-* t-.*
смсмсм см см см смсмсм смсмсм смсмсососососососососососо
см сою
ICCON
сососо
г^оо
о —*
"*Ю
г- о —
00О —
со со •*
о смю
со со оо
rf h- —«
СМ СОЮ
^^^
00 en 00
0 сою
СОСОСО
¦фоосо
СО h- О
^^^
«* —• оо
оо — со
cot- г>-
h- СМ 00
о см со
ююю
с- со со
со о см
t^ t^OO
со ою
ю со оо
lou^ir:
0.0 см
ю оо см
со ооо
смосо
о — со
сососо
СО —СО
ю о см
ооо
т*<СМ —
сососо
со —о
COO Ti<
О —* —
О О 00
О СМгг
l^.t-14.
0 — со
оо см со
— см см
оо ооо ооо ооо ооо ооо оо — — — — — —« —
U
^ ю со i> оо о о — см со та
COt^OO OO— CMCOTflOCDt^OOOO
__<,-t — СМ СМ СМСМСМ СМСМСМ СМСМСО

41
si
oil
SI
si
CD I
Щ
o|
ol
oJl
00
00
o*
CD
О
о
о
CM
8
CD
CD
т^ 00 CN f^ CO СЛ CD CO CM —iOO CMCOinoOCMCD -СОШСО^ОО
moOCMinOiCN CO О ^ 00 CM CD O ^ 00 CM t- —* СООЮОЮСОЮ
сосо^^т^ю ic'to'coco"^^ oo"oo"oo"oTofo" о" —Г^см" см* см" со"
^ ^ ^_ „ч ^_ ^н ,-* _ ^ ^ ,-« ^ ^н^__^см СМ СМ СМ СМ СМ СМ СМ
~<1ПСТ> ^С
О CMTft^C
>Ю CN О СО-* СМ ~н О О -^ CM -^ CD C5 СМ СО г-н СО -ч 00
>СМ int^-OCOCOCft CMinoO^^t^- O^ft^-HTJHOO^
сло^оэоэоо ©о^~ч —«~-« см см см со со со тг -4f rt> to ю m со
as
2
00
CM t^ tJ< (МО Cft CDOCMr^OOCM 00 ^ —• О Cft СЛ
OCON*hIOCO CNN'-'WOi^ 00 CO 00 CO С** CM
CM CM CM 00 CO CO -^rf ЮЮЮСО CD t— Is- 00 00 СЛ
^4 CO —• C75 CO CO О
oo со ^cooiio ~<
ov о —i —< ~< см со
— CM CM CM CM CM CM
О) СО Г-
CM CO CO
IN 00
8
e
CO
00
8
CM Tf CO OS CO ^ CMOO^—tCn^ COCONCOOCN Ш О 1П С
CM Ю 00 »-ч Ю 00 CM Ю ОЭ CO CO O tF 00 CM CO *-н Щ CTi-^OOC
>CO ¦* CM
) t>- CM C^*
CMCMCMC0C0C0 т*н ^ Tt» in 1П CO CD CO f- IN 00 00 00 0)СЛОО'-"*н
^_ ^ ^ _* _< ^_ ^^^_^-,^^ ~* _ ,-n ^t *-« ~ч *^ ^ —. CM CM CM CM
324
00 00 0> O CM rt< СО СЛ CM Ю OS -* CDTfOCOCOO ООСО^СОСОСО^
CDOOOCOint- Oi —< rf CO 00 <—i COtDOJ-H^N OICNIOCO-h^N
t^b*ooooQOQQ ао"оГстГсгГаГо" о"о"о"-н"~-«"^н" ^см"cm"cm"со"со"со"
эососмосл o^^foo о oo
^inos^crioo о ^» аэ ^ со t>-
3 СО СО т*< ч*« Ю 1П СО СО О- О* л
см ~
о со
а> —I см
СО
СО
со
oo in —«
О 1П СО
Ю CD t^
см см см см
—«CMCO^incO CT>0005O^CM CO <Ф Ю CD Is- 00 OS O ~ CM CO rt< 1П
CO CO CO 00 CO CO COCOCOTfTf^ ^^^^h^i^, ^ЮЮЮЮЮЮ

Приложения 4, 5
fiWf/te/^O
ЦЬ
W
иг
Li_
-к
i
И —
ffS
u_
—J
Li_
i
JL
_j_
_LJ
I
-J_
_J_
1
I
*?/«.
^?2'
-j_j
U_J_
Чч
_I_
1
-J-
-/i^ -/Л7 -^ -Л7 -W -10 0 20 WtV
Рис. 136. Плотность жидких холодильных агентов и хладоносителей:
Ф-11 [104, 176]; Ф-12 [10, 115]; Ф-13 [10]; Ф-13В1 [123]; Ф-14 [99]; Ф-22 [100]; Ф-23 [124]; Ф-30 [6Ц;
Ф-500 [128]; Ф-502 [121]; Ф-503 [130]; С2Н4 и С2Н6 [98]*
/l'-W*flac
~ Рис. 137. Динамическая вязкость жидкостей:
Ф-11 [122]; Ф-12 [115]; Ф-13 [101J; Ф-13В1 [106]; Ф-14 [117, 176]; Ф-22 [118]; Ф-23 [131], Ф-30 [131,
177], Ф-502 [122]; SF6 [Ю]; NH3 [3, 116]; С2Н4 и С2Н6 [98]; С2Н5ОН (этиловый спирт) и вода [51].
325

Приложения 6,7
i i i « i i i i i i i i i i i i > i i »' i i i i i i i i i
Ш BO ^0 О 40 80 1ZO ГС
Рис. 138. Вязкость парообразных холодильных агентов (насыщенные пары —при
соответствующем давлении, а перегретые — при атмосферном). СгН4 и СгН6 [10,
98]; Ф-502 [178]; остальные [114].
-120 -юо -so -so -чо -го о го wo
Рис. 139. Теплопроводность жидкостей:
Ф-11 и Ф-12 [102, 103]; NH3 [10, 107]; С2Н4 [98]; вода [50]; остальные [103].

Приложение 8
0Щ5\
от\
0.035
цозо1
от
от
0,022
* 0,020
\ от
ом
0,0/4
0,0/2
0,0/0
0,008
Ц006
-
:
:
-
-
-
-
-
-
- -
/
- >
^у
-L-.
*
Lj_
[ ,
&
\
\ i ¦
у
1 1
,
Lu.

jg
/
L i
|Э?
—!^
в/
L_
Ai
r 0a
г
L_i_
/«
/<
у
r
U
vv-
^y
ч
Ll
Ll
^
;
' '
—LI
0035
0,030
0,025
0,020
ом ^
> >
«W Л
1
0#4 *
V,Vf* ^
0,0/2
0,0/0
0,000
0,006
-№
-40
$
<0
во /20 mt;c
Рис. 140. Теплопроводность парообразных холодильных агентов (насыщенные
пары—при соответствующем давлении, а перегретые — при атмосферном). Воздух
и С2Н6 [98]; остальные [114],

Приложения 9, 10
JO
w
30
20
/О
1=
i
E
E
E
f^
s*
TTTT
к
i
$?
^
f i
&
1 i -
^
^
—j_
^
__L_
¦ 1
I
ft?
1 l IT!
~1

I
i
H
ч
H
^J
]
-J
5
nJ
-too -so -во -ЧО -го о го m
Рис. 141. Поверхностное натяжение жидкостей:
Ф.П [119]? Ф-12 [107# 119]; Ф-13 [107, 117]; Ф-14 [176]; Ф-22 [107, 108, 119]; NH„ SF6 и СЛ [10].
-
L
-
-
\Х
¦ь*.
^
-
-
-
СрКДифг^)
?
42
?S
W\
1,8
U
1,3
V
V
1,0
V
0}8
0?
0р,нкалЦнг-"С)
1,0
-
-
-
-¦
-
р\
,ш
^п
\^
(
—
—
—
—
-
—
-
~
"СЕ
^
ьГ
П i
>
_1_
б,
_J_
>Д5
_L_
_J_
_J__
_L
_L
JL
J_
j?
i
jfl<L
Pf
J_
d?
i%*
J_
"T
Гср-30 -
?н
_L
—
~
!~-
—
Г
-#? -40
-20
~j0,5
0,3
0,26
w
0,22
0,20
Л0*18
Рис.
Ф-11 [104*,
Знаком :
M
328
142. Теплоемкость жидких холодильных агентов и хладоносителеи:
176]; Ф-12 [115]; Ф-13 [101]; Ф-14* [99]; Ф-22* [100J; Ф-30 [61]; Ф-502* [121]; NH3* [10]
этиловый спирт [105].
отмечены холодильные агенты, для которых теплоемкость вычислена по формуле
соответствии с данными, приведенными в указанной литературе. Для остальных
агентов значения ср взяты непосредственно из литературы.

хсасе,
...... 6 <»f/7
19,9
1
n Z0
1
5 15
«5
* 10
5
_
-
-
-
~| I
i
(Mi
xSe-
Щ
I
I II I
3 6 menmuna
—~TpdEu?^
' 17КП
4,
4
-.
1.1. J 1
JIB.
*9ПП
-о V——
Mil
mo_
mo_
MM'
Приложения 11, 12
. 1?Hh
J/20 .
\jlE^
mo
1060
mo
о{-1020кг№
1 МММ
_J 1
-1259
-1200
: ^
//Л? *
Jo
- nUO
-1050
-
-55-50 -40 -30 '20 -/0
0
10 15°C
Рис. 143. Зависимость температуры замерзания водного раствора хлористого
кальция от его концентрации и плотности раствора от температуры.
Пример: рассол с ?зам = — 40° С должен содержать 27,8% СаС12 (точка Л). При
+ 15° С плотность этого рассола р+15°= 1262 кг/м3 (точка Б), а при.—20° С р_2о° =
= 1280 кг/м3 (точка В).
22
20
/8
/5
1?
12
10
8
6
2
О
V
V
\- :
h-
г
1
1
р
L
[-
к
Ги i j .
N
¦ j л ¦
^
\
1
\ч
ПИ
ft
^Л
_LLLL
s
sfo*
<J&
J_ll]_
v Ч
it
^
JJJX
^
JJJLL
Mil
_LLU_
-1
I
^-]
¦ ^J
^J
"J
1
^
"^
d
^Щ
111 li
-«#-«# -#-/tf -# -/# -5 0 5 10*0
2M
12
2,0
N
Рис. 144. Вязкость водных растворов хлористого
кальция.
329

Приложения 13, 14
Ц55
W
0,5д
ОМ
^0,51
4
^0,43
0,48
0,47
Ц46
гггг
Ттл-
ттл
тлт
ТТЛ
F
"ГТП
Е 4
F ?х
Г\ I I I
/У
b\f
till
&.
I I I I
4/
MM
&A
S У'Н
_j
4
_j
я
¦j
-Hid
-Д7 -<tf
-^ -/^
~f0
0,47
OMB
4#. 45
A 0,44^
0,43 |
Ц0.42
A0,40
Ld
or
Рис. 145. Теплопроводность водных растворов
хлористого кальция.
It
Ш0&
-зо -я -to о°с
Рис. 146. Теплоемкость водных растворов
хлористого кальция.

Приложение 15
Уел оЬные обозна чения
8 принципиальных схемах
1
г
3
ч-
5
6
7.
8
9
10
11
11
13
Л)
f
^
tf И
j.
о-»
1—о
^^
©
ш
ш
нхь
-^о-
п
15
16
17
18
13
го
21
ZZ
23
Z4-
Z5
26
&3
1*1 *
Й
0
-*С-
^L
J^^r
-r?h-'
-Л—
-t^
-Л-
-^
в .
2 7
гя
2S
30
J/
J2
35
3*
35
36
37
ЕЬ. |
ся
Qcp
п—г
й°й~
^Q
fD
(Ж]
4
ш
0 ©Ф
[

электрических схемах
\38
Ч
1-3
\5Ч\
53
55
-Х-
щ
' -ф-
56
TTJ
3L
-©-
57
Ж
\39
Форма! Форма ДА
а 1Г(^Ы
45
Ш
TPi
/>
56
Форма! Фармай\
-^р-^г-1
?6
Ф
«
^
4-1
60
ш
~1FT
?8
б/
Ф
HR
w
62
\Ч1
~^W
50
63
"W
51
-s&-?L
64-
Щ>
\«2
52
чн
65
Рис. 147
щ-

К приложению 15
Условные обозначения в схемах автоматизации процессов
1 — термопара (утолщенная сторона обозначает отрицательную полярность);
2 — термометр сопротивления; 3 — терморезистор (термистор); 4 —
термоприемник (любой) и термобаллон манометрического баллона; 5 — отборное устройство
давления; 6 — чувствительный элемент уровня поплавковый; 7 — чувствительный
элемент уровня емкостной (и др.); 8 — нагревательный элемент; 9 — сужающее
устройство для измерения расхода; 10— приемное устройство влагомера;
11 — нерегулируемое отверстие (дроссель); 12 — вентиль запорный и
регулирующий орган двухпозиционного действия; 13 — регулирующий вентиль и
регулирующий орган плавного действия; 14 — регулирующий орган с мембранным приводом;
15 — соленоидный вентиль; 16 — регулирующий клапан с пневматическим или
гидравлическим приводом; 17 — регулирующий клапан с приводом от
электродвигателя переменного тока; 18 — регулятор давления ПРД (например, ВРВ —
водорегулирующий вентиль); 19 — регулятор давления «после себя» (ПРД);
20 — регулятор давления «до себя» (ПРД); 21 — двухпозиционный регулятор
давления (ДРД); 22 — пропорциональный регулятор температуры (ПРТ); 23 —
пропорциональный регулятор уровня (поплавковый регулирующий вентиль) ПРУ
(ПРВ); 24 — пропорциональный регулятор разности температур (перегрева) |ши
терморегулирующий вентиль ТРВ с внутренним выравниванием ПРРТ (ТРБ);
25 — ТРВ с внешним выравниванием; 26 — регулирующий (сигнализирующий)
прибор, внутри которого указывают; над чертой — регулируемый параметр
(t° — температуры, р — давление, Н — уровень, д? — разность температур и т. д.),
под чертой — функции прибора (П—показывающий, С — самопишущий, И —
интегрирующий, Сг — сигнализирующий, а для регулирующих — закон
регулирования, С — статический, Ас — астатический, И3 — изодромный, П3 — позиционный);
27 — реле давления РД; 28 — реле разности давлений РРД; 29 — реле
температуры РТ; 30 — реле разности температур РРТ; 31 — реле уровня РУ; 32 — реле
расхода РР; 33 — реле влажности РВл; 34 — реле времени РВ; 35 — реле
промежуточное Р; 36 — реле программное РПр; 37 — измерительные приборы (со
стрелкой, отклоняющейся только вправо, влево и в обе стороны); 38 — контакт
выключателя и переключателя (а — замыкающий, б — размыкающий, в —
переключающий, г — то же, 3-е положение нейтральное, д — переключатель цепи управления
на четыре направления и на три положения, показанные пунктиром); точки
указывают, при каком положении контакт замкнут, стрелка — на автоматический
возврат из положения 1 — в положение 2 (под действием пружины); 39 —
контакт электрического реле (а — замыкающий, б — размыкающий, в —
переключающий) ; 40 — контакт замыкающий с выдержкой времени (а — при замыкании,
б — при размыкании); 41 — контакт размыкающий с выдержкой времени (а — при
замыкании, б — при размыкании); 42 — контакт теплового реле (а — с
самовозвратом, б — с защеЛкой); 43 — кнопка с самовозвратом (а — с замыкающим
контактом; б — с размыкающим контактом); 44 — контакт неэлектрического реле
(а — замыкающий, б — размыкающий); положение контактов указывается при
отсутствии внешних воздействий; буквы указывают на параметр, на который
реагирует реле (например, t° — температура, р — давление, Н — уровень,
<р—влажность, М — расход, А —разность двух величин); если контакт изменяет свое
состояние при увеличении параметра, то перед буквой ставят знак + (плюс), а если
при уменьшении, то—(минус); 45 — выключатель автоматический трехполюсный;
знаки указывают, на изменение какой величины реагирует выключатель
(например, / > максимального тока, Т° > максимальной температуры с тепловым реле);
46 — обмотка пускателя, контактора; 47 — обмотка реле токовая
(последовательная) ; 48 — обмотка реле напряжения (параллельная); 49 — соленоидный вентиль;
50 — сопротивление; 51 — сопротивление переменное (реостат, потенциометр);
52 — конденсатор нерегулируемый; 53 — конденсатор регулируемый; 54 —
конденсатор электрический; 55 — катушка индуктивности; 56 — трансформатор без
сердечника; 57 — трансформатор с ферромагнитным сердечником; 58 — сигнальная
лампочка; 59 — звонок; 60 — диод (прямого накала); 61— триод (косвенного
накала); 62 — газотроп; 63 — диод полупроводниковый; 64 — триод
полупроводниковый; 65 — фоторезистор.
333

Ш Ш Ш Ш Щ 500 520 Щ 560 580 600 620
400 Ш -4*0 460 480 500 520 540 560 580 600 620
Энто®рш>
Рис. 148. Диаграмма i—\gp для

Приложение 16
640 Щ
700 720 740 760 780 800 №_ 840
60
, , , Vl
Ш 660 680 700 W Щ 160 180 800 82(Г 840
фреона-22 [100].
0,05

w
7П
ou
2D
10
н
s
к
« j
§ Q
s
1 !
* 1
1
m
№
Ц
flj
0,2\
n ia
Ш
jf
It
7Г
Hj
ж
W/w
¦Nlffli
MA/
m//r\A\
Ww\
и Ал
uJZz
H—УШ
ТШ
Ш
ШАшк
ШШк
п
J\///jfr/
w /Ah.
wAn
y/Ai
V\/f(b
AAYAY
wAs
Ж//И,
Ж/л\
wAl^
<ш
Ш
Ш
\Л/л/
/У/ у
4/1
АЛ
<угл
Ууж
ш
W7*
'/щх/
Ж^
у\
/у/['
1 ]Г
#ГяА
h?0-*
pbirZ
Иг
YidF^
Jfa
Щ?У
п
*тГ 1
Ил
Л
\7H~~t
г У,
уу/
А/
йЦ
ё
&
"Т?
^
fe
^>*
LJ*h
d-d
ГГ7Т
l?
fe^
r5^
И^^^
^J^
Ш
г7 \L
r0*?t/
rr
fe
2
&л
45^7
^l&'-J*
Ъ^т^^'г
*^Ч •
....IjJr A
~z^f^
~*$г
<ф\^*
*}^Т~ ^
*^\лЬ
^Т?т
^
2
ре
s^
_и-?
+4*~"
! ^
tzfr
\L-A^Z^4^^
^5
*y
.',-«•*
A--
?
p
rtfS
^
' "ДЯ W Ю
5Ш Я1!? Я0 № W
Знтальпия
Рис. 149. Диаграмма г*—lgp для

п
риложение 17
fWrlti
*\Ы Ы'^ЯГ
U^^I^^Tt -
?НетЁ?
'Ь^Т^ГУ^
Ч1^^^К\,^'т\ж
'^1\\^М^
1РгШ
(+7 rja^P
\ L-^^noO IL^y^4
и л^л^/"
ЙИ
гГ ~ffl%Ppfc
^^иЁисФй
т iJttjJrf
фЩпШ
*Шж&
1р1ьА]УЛ
%гСШч/гп
щЧШ^а
тШ$
*ы^--ои——
*7 1 1 ¦
¦¦^Х^т^}1т4?4^-^а^
u-x^5r i\ IX^r <ГЛ/~~>
^PD%r(\LJ»r*ri\
о\ \
¦VIV^JV
s4^35xi6
~-Я-*/пЯ--Угг/
гг~ЗГ*тЕ?г"
Z4yiA /J/-"
1j4 ткпЖ
[2P^T+^|
tl3^7n>^3
лР-*4+^
/[U
LJJh
^1
rjK
^4t—/
^$9
^""TlJ-J
H^rvl
7 ¦+/¦
\
1 LI
m m m m m noo m mo
i, кДж/кг.
фреона-13 [179].
22 В. Д. Вайнштейн, В. И. Канторович 337

860 880 900 920 № г 960 980
8S0 880 900 920 9<ti 960 980 1000
Знтальпия
Рис. 150. Диаграмма /'—Igp для

1200 № 10SO 1080 WO 1120 1140 ПВО 1180

СПИСОК ИСПОЛЬЗОВАННОЙ ЛИТЕРАТУРЫ
1. W о 1 f е г t E. R. Refrigerating Engineering, 1940, № 6.
2. Ж е р е б ц о в А. Н. Отчеты ВНИИХИММАШ, 1952, 1954.
3. Цыдзик В. Е., Б а р м и н В. П., В е й н б е р г Б. С. Холодильные машины
и аппараты, М., Машгиз, 1946.
4. Розенфельд Л. М., Ткачев А. Г. Холодильные машины и аппараты,
М., Госторгиздат, 1960.
5. Якобсон В. Б. Исследование влияния перегрева всасываемого пара на
работу холодильной машины. «Холодильная техника», 1964, № 2.
6. Ч е г л и к о в А. Г. Влияние перегрева всасываемого пара на коэффициент
подачи пропанового компрессора. «Холодильная техника», 1963, № 3.
7. Вейнберг Б. С. Влияние перегрева всасываемого пара на
производительность фреонового компрессора. «Холодильная техника», 1951, № 4.
8.. Ш а в р а В. М. Влияние перегрева всасываемого пара на работу фреонового
компрессора. «Холодильная техника», 1963, № 1.
9. Вейнберг Б. С. Поршневые компрессоры холодильных машин. М.,
«Машиностроение», 1965.
10. «Холодильная техника». Энциклопедический справочник т. I., M.,
Госторгиздат, 1960.
11. Канторович В. И. Эксплуатационные показатели малых холодильных
машин. М., Госторгиздат, 1963.
12. Бекнева Е. В. Низкотемпературные каскадные фреоновые холодильные
машины. «Холодильная техника», 1962, № 6.
13. М i s s i m е г D. J., Н о 11 a d а у W. L. ASHRAE journal, 1967, № 4.
14. Г а шев А. Г. «Холодильная техника», 1968, № 6, с. 53.
15. Вейнберг Б. С. Характеристики многоступенчатых холодильных машин.
«Холодильная техника», 1949, № 2.
16. Бадылькес И. С. К проблеме применения пароструйных приборов в
качестве поджимающих холодильных компрессоров. «Холодильная техника»,
1956, № 1.
17. Бадылькес И. С, Данилов Р. Л. Системы охлаждения с применением
пароструйных приборов в качестве бустер-компрессоров, М., Госторгиздат.
1961.
18. Соколов Е. Я., Зингер Н. М. Струйные аппараты. М.—Л., Госэнергоиз-
дат, 1960.
J9. Messing T. Uber den Energieverbrauch von Dampfstrahlkalteanlagen. Kaite-
technik, 1954, № 2.
20. Ш у м е л и ш с к и й М. Г. Эжекторные холодильные машины, М,
Госторгиздат, 1961.
21. Жа дан С. 3. и др. Экспериментальное исследование фреоновых эжекторов
малой производительности. «Холодильная техника», 1965, № 5.
22. Сильман М. А. Определение расхода рабочего пара в эжекторных
холодильных машинах. «Холодильная техника», 1965, № 2.
23. Мартыновский В. С. иЖадан С. 3. Исследование фреоновой эжектор-
ной установки как генератора холода. «Холодильная техника», 1953, № 4.
24. Вайнштейн Я- Л. Низкотемпературная установка на —100° С с
пароструйным прибором. Сб. «Проблемы интенсификации холодильного и
технологического пищевого оборудования». Л., 1967.
340

25. Вейнберг Б. С. К выбору холодильного агента. «Холодильная техника»,
1956, № 1.
26. Вейнберг Б. С. Область применения холодильных агентов.
«Холодильная техника», 1952, №2.
27. Бадылькес И., Кобулашвили Ш. Новая система охлаждения
холодильников. «Холодильная техника», 1960, № 3.
28. Сысоев Л. Применение аммиачного эжектора в качестве
бустер-компрессора. «Холодильная техника», 1959, № 6.
29. Мартынов с к и й В. С. Холодильные машины. М., Пищепромиздат, 1950.
30. Кошкин Н. Н. Низкотемпературные воздушные холодильные машины.
Труды конференции «Достижения и задачи в производстве и применении холода
в народном хозяйстве». М., Госторгиздат, 1960, с. 241—246.
31. Мартыновский В. С, Д у б и н с к и й М. Г. Воздушные турбохолодиль-
ные машины с дополнительным охлаждением в регенераторе. «Холодильная
техника», 1964, № 6.
32. Me л ьцер Л. 3., Ал ексеев В. Газовая холодильная машина Филипса.
«Холодильная техника», 1955, № 4.
33. Мельцер Л. 3., Карав а некий И. И. Исследование идеального цикла
машины Филипса методами термодинамики переменного количества газа.
«Холодильная техника», 1959, № 5.
34. С т р а х о в и ч К. И. и др. Расширительные машины. М.—Л,,
«Машиностроение», 1966.
35. Мартыновский В С. и др. Исследование работы воздушной
холодильной машины ТХМ-300 с термокамерой. «Холодильная техника», 1968, № 11.
36. М а к Л. И., 3 и м и н а И. Е. Применение газовых холодильных машин для
охлаждения термокамер. «Холодильная техника», 1967, № 9.
37. Мартыновский В. С. и др. Особенности замораживания пищевых
продуктов с помощью воздушных турбохолодильных машин. «Холодильная
техника», 1970, № 8.
38. В а й н ш т е й н В. Д. О влиянии давления нагнетания на коэффициент подачи
поршневых компрессоров. «Холодильная техника», 1967, № 1.
39. Ц ы р л и н Б. Л. Методика анализа энергетических характеристик процессов
в поршневом компрессоре. «Холодильная техника», 1967, № 11.
40. Чайковский В. Ф., Ш м ы г л я А. А., С а в к о в К. И. Сравнительные
испытания клапанов различных конструкций. «Холодильная техника», 1959, № 5.
41. Гуревич Е. С. и др. Крупные оппозитные компрессоры для химической
и нефтеперерабатывающей промышленности. «Холодильная техника»,
1965, № 1.
42. Лисичкин В. Е., Горшков А. М. Компрессорные машины. М—Л., Гос-
энергоиздат, 1948.
43. К р е й м е р Н. Г. Ротационные компрессоры для холодильных установок.
«Холодильная техника», 1959, № 1.
44. К р е й м е р И. Г., П ы т ч е н к о >В. П., Шумов В. С. Испытание
холодильных аммиачных ротационных бустер-компрессоров. «Холодильная техника»,
1967, № 10.
45. Креймер Н. Г. Испытание компрессора РАБ100 (РАБ150). Сб. «Новые
исследования в области холодильной техники». М., 1967.
46. Орлин А. С. Двигатели внутреннего сгорания. М., Машгиз, 1960.
47. С а в к о в К. И. Повышение производительности поршневого компрессора при
помощи уравнивания давлений в цилиндрах. «Холодильная техника», 1964,
№ 1.
48. Ш м ы г л я А. А., В о д я н и ц к а я Н. Н. Резервы повышения эффективности
холодильного компрессора. В сб. «Холодильная техника и технология», Киев,
1967, № 5.
341

49. И с а ч е н к о В. П., О с и п о в а В. А., Сукомел А. С. Теплопередача.
М.—Л., «Энергия», 1965.
50. Михеев М. А. Основы теплопередачи. М.—Л., Госэнергоиздат, 1956.
51. КутателадзеС. С. и Боришанский В. М. Справочник по
теплопередаче. М.—Л., Госэнергоиздат, 1959.
52. С а с и н В. И. Эффективность ребристой поверхности пластинчатых
воздухоохладителей. «Холодильная техника». 1965, № 3.
53. Schmidt Th. E. «Kaltetechnik», 1966, № 4.
54. Нейбургер А, Е. Термическая эффективность спиральнонавивного ребра.
«Холодильная техника», 1967, № 9.
55. Вайнштейн В. Д. К расчету теплообмена во фреоновых аппаратах с
накатанными трубами. «Холодильная техника», 1966, № 5.
56. И д е л ь ч и к И. Е. Гидравлические сопротивления, М.—Л., Госэнергоиздат,
1954.
57. Агроскин И. И. и др. Гидравлика. М.—Л., Госэнергоиздат, 1950.
58. Госгортехнадзор СССР. Правила устройства и безопасной эксплуатации
сосудов, работающих под давлением. М., 1966.
59. Сосуды и аппараты сварные стальные. Технические требования. Нормаль
машиностроения МН 72-62. М., 1963.
60. Сутырина Т. М. Использование энергии расширения холодильного агента
в струйном насосе. «Холодильная техника», 1961, № 4.
61. Кан К. Д. Использование фреона-30 в качестве теплоносителя.
«Холодильная техника», 1958, № 6.
62. Техническая эксплуатация оборудования холодильников. М., Главхолод, 1954.
63. Энциклопедический справочник «Холодильная техника», т. 3. Госторгиздат,
1962,
64. Данилова Г. Н., Куприянова А. В. Обобщение данных по
теплоотдаче при кипении аммиака. «Холодильная техника», 1971, № 6.
65. Данилова Г. Н. Влияние давления и температуры насыщения на
теплообмен при кипении фреонов. «Холодильная техника», 1965, № 2.
66. Данилова Г. Н., Вельский В. К. Исследование теплоотдачи при
кипении фреонов-113 и 12 на трубах различной шероховатости. «Холодильная
техника», 1965, № 4.
67. Иванов О. П. Экспериментальное исследование теплообмена при
кипении маслофреоновых растворов. «Холодильная техника», 1965, № 3; 1966,
№ 1.
68. Г о р е н ф л о Д. «Холодильная техника», 1968, № 8, с. 47.
69. S с h г о 11 H. H. «Luft und Kaltetechnik», 1968, № 5.
70. Дюн дин В. А. Исследование теплообмена при кипении фреона-12 на
гладкой и ребристых трубках. «Холодильная техника», 1969, № 11.
71. Myers J. Е., К a t z D. L. «Refrigerating Engineering», 1952, № 1, p. 56.
72. Поволоцкая Н. М. Исследование коэффициентов теплоотдачи при
кипении фреона-22 на одиночной трубе и пучке горизонтальных труб.
«Холодильная техника», 1968, № 7.
73. Д а н и л о в а Г. Н., Лаврова В. В., Поволоцкая Н, М. Тепловой
и гидравлический расчет фреоновых кожухотрубных испарителей. М.,
ВНИХИ, 1969.
74. Во Pierre. «Kylteknisk Tidskrift», 1957, № 3; 1959, № 4; 1969, № 5.
75. Богданов С. П. Определение коэффициентов теплоотдачи при кипении
фреонов внутри горизонтальных труб. «Холодильная техника», 1966, №40.
76. П о в о л о ц к а я Н. М. Новости иностранной техники. «Холодильная
техника», 1966, № 7.
77. К а н К. Д., П а в л о в Р. В. Испытания фреонового испарителя с U-об-
разными трубками. «Холодильная техника», 1966, № 8.
342

78. Гоголин А. А. Об оптимальной скорости фреона в трубках испарителей,
«Холодильная техника», 1965, № 1.
79. Кан К. Д. Доклады на 3-й комиссии XII Международного конгресса по
холоду. «Холодильная техника», 1968, № 2.
80. Б а р е н б о и м А. Б., Минкус Б. А., ШтейнбергИ. Б.
Экспериментальное исследование фреонового воздухоохладителя с плоскими трубками.
«Холодильная техника», 1961, № 6.
81. Гоголин А. А. Осушение воздуха холодильными машинами. Госторг-
издат, 1962.
82. А н т у ф ь е в В. М. и Белецкий Г. С. Теплопередача и
аэродинамические сопротивления трубчатых поверхностей в поперечном потоке. .М.—Л.,
Машгиз, 1948.
83 М а р ь я м о в Н. Б. Расчет трубчато-пластинчатых и трубчато-ребристых
радиаторов. Труды ЛИИ, № 18, 1946.
84. Копылов В. И. Крупный конденсатор с воздушным охлаждением.
«Холодильная техника», 1965, № 2.
85. Д а н и л о в а Г. Н., И в а н о в О. П., X и ж н я к о в С. В. О методике
расчета коэффициентов теплоотдачи при конденсации фреонов на пучке ореб-
ренных труб. «Холодильная техника», 1968, № 6.
86. Чопко Н. Ф. Теплообмен при конденсации фреонов в горизонтальной
трубке. «Холодильная техника», 1969, № 1,
87. 3 а й н у л и н а Н. С. Экспериментальное исследование теплообмена при
конденсации фреона-13 на горизонтальной трубе. В сб. «Холодильная
техника и технология», № 10, Киев, 1970.
88. В а й н ш т е й н В. Д. Можно ли фреон, выпускаемый из холодильных
аппаратов через предохранительные клапаны, направлять в другие
аппараты? «Холодильная техника», 1966, № 3.
89. Турецкий В. Л., Щ у ч и и с к и н С. X. Мембранный вентиль с
электромагнитным приводом. «Холодильная техника», 1969, № 12.
90. А б д у л ь м а н о в X. А., М и р м о в Н. И. Экспериментальное исследование
коэффициента теплоотдачи при конденсации паров аммиака с маслом на
горизонтальных трубках, «Холодильная техника», 1971, № 4.
, 91. Me л ьце р Л. 3. Смазка фреоновых холодильных машин. Госторгиздат,
1969.
92. С т о к к е р В. Ф. Холодильная техника и кондиционирование воздуха. М.,
Машгиз, 1962 (пер. с англ.)
93. Касаткин А. Г. Основные процессы и аппараты химической технологии.
М., Госхимиздат, 1955.
94. Куры лев Е. С, Герасимов Н. А. Холодильные установки.
«Машиностроение», 1970.
95. 3 емудсон X. Б. Отделение масла от паров холодильного агента.
«Холодильная техника», 1964, № 1, с. 66.
96. С а в к о в К. Маслоотделитель с ректификатором. «Холодильная техника»,
1960, № 1, с. 49.
97. Сухов Ю. И., Пасечник Ж. И. Маслоотделитель для компрессионных
холодильных установок. «Холодильная техника», 1967, № 6, с. 52.
98. Г ерш С. Я. Глубокое охлаждение. М.—Л. Госэнергоиздат, 1957.
99. Бадылькес И. С. Термодинамические свойства фреона-14. «Холодильная
техника», 1963, № 5.
100. Клецкий А. В. Термодинамические свойства фреона-22. «Холодильная
техника», 1964, N° 6, 1965, № 3.
101. Данилова Г. Н. Таблицы теплофизических свойств фреона-13.
«Холодильная техника», 1966, № 3.
102. Цветков О. Б. Теплопроводность жидких фреонов. «Холодильная
техника», 1965, № 4.
343

103. Tauscher W. «Kaltetechnik» 1967, № 8, s. 288; 1968, № 9, s. 287.
104. Клецки й А. В. Термодинамические свойства фреона-11. «Холодильная
техника», 1967, № 1.
105. Теплофизические свойства веществ. Под редакцией Варгафтика Н. Б.
М.—Л., Госэнергоиздат, 1956.
106. Геллер 3. И., Никульшин P. К-, Пятницкая Н. И. Вязкость
жидких фреонов. «Холодильная техника», 1969, № 4.
107. Данилова Г. И. и др. Сборник задач и расчетов по теплопередаче. М.,
Госторгиздат, 1961.
108. S t e i n 1 е Н. Kaltetechnik. 1960, № 11.
109. Перельштейн И. И. Термодинамические свойства шестифтористой
серы. «Холодильная техника», 1961, № 3.
ПО. Солодов С. Н. Антифризы. Воениздат, 1947.
111. Мельцер Л. 3., Дремлюх Т. С. О применении холодильных масел
повышенной вязкости. «Холодильная техника», 1967, № 6.
112. Б ы к о в А. В. Новые рабочие вещества низкотемпературных поршневых
холодильных машин. «Холодильная техника», 1969, № 3.
113. Me л ьц ер Л. 3., Д р е м л ю х Т. С, Семенюк В. А. Свойства смесей
фреона-22 с маслами. «Холодильная техника», 1965, № 2.
114. S v e h 1 а К. A. «Kaltetechnik», 1966, № 4, s. 179.
115. Plank R. Handbuch der Kaltetechnik, bd. 4, Berlin, 1956, s. 336.
116. Чернышев А. К. Номограмма для определения вязкости жидкого
аммиака, «Холодильная техника», 1963, № 2.
117. Яковкин Г. А. Фреоны, свойства и применение. Издание ГИПХ. Л., 1959.
118. Witzel О. W., Jonson J. W. «ASHRAE Transactions», 1965, V. 71, pt. 1,
p. 30.
119. Д о р о x о в А. Р., Кирияненко А. А., Соловьев А. Н. В сб.
«Теплофизические свойства фреонов», «Наука», сиб. отд., Новосибирск, 1969,
с. 43.
120. М е л ь ц е р Л. 3., Д р е м л ю х Т. С, Д е м и д о в а Т. И. Испытание
стабильности смазочных масел для холодильных машин. В сб. «Холодильная
техника и технология», № 11, Киев, 1971.
121. Бадылькес И. С. Термодинамические свойства азеотропной смеси
фреона-22 и фреона-115. «Холодильная техника», 1964, № 5.
122. G о г d о n D. Т., Н a m i 11 о n F. E., FontaineW. E. ASHRAE
Transactions, 1969, V. 75, pt. I, p. 40.
123. RombuschU. K-, GiesenH. «Kaltetechnik», 1964, № 3.
124. D б г i ng R., L 6 f f 1 e r H. J. «Kaltetechnik», 1968, № 11.
125. BaehrH.D., H i с k e n E. «Kaltetechnik», 1965, M> 5.
126. Rombusch U. K., Giesen H. «Kaltetechnik», 1968, № 1.
127. Morsy Т. Е., Straub D. «Kaltetechnik», 1968, № 7.
128. MorsyT.E. «Kaltetechnik», 1968, № 4.
129. Loffler H. J., S t e i n W. A. «Kaltetechnik», 1969, № 3.
130. Morsy Т. Е. «Kaltetechnik», 1970, № 7, s. 233; 1971, № 8.
131. Phillips Th. W., Murphy K. P. Journal of Chemical and Engineering
Data, 1970, № 2, s. 304.
132. Valbjorn K. V. «ASHRAE Journal», 1968, № 4, p. 47; Kau K. D.
«Холодильная техника». 1968, № 8, с. 49.
133. Ross D. W. «Canadian Refrigeration and Air Conditioning», 1966, № 8;
Латышев В. П. «Холодильная техника», 1967, № 6.
134. 3 а г о р у ч е н к о В. А. Термодинамические свойства этана. «Холодильная
техника», 1961, № 6.
135. Вейнберг Б. С. Числовые обозначения холодильных агентов,
«Холодильная техника», 1968, № 7.
344

136. Д ее в П. Г., Павлов Р. В. и др. Основные направления развития
холодильного машиностроения, в 1971—1975 гг. «Холодильная техника», 1969,
№6.
137. Айзерман М. А. Лекции по теории автоматического регулирования. Гос-
техиздат, М., 1956.
138. АгейнинД. И., Костина Е. П., Кузнецова Н. Н. Датчики системы
автоматического контроля и регулирования. Машгиз, 1959.
139. Мееров М. В., Дианов В. Г., Теория автоматического регулирования
и авторегуляторы. Гостопиздат, 1963.
140. Миронов К. А., Шипетин Л. И. Автоматические регуляторы, изд. 2-е.
Машгиз, 1961.
141. Попов Е. П. Автоматическое регулирование и управление, «Наука», 196.6.
142. Айзерман М. А. Теория автоматического регулирования, «Наука», 1966.
143. Солодовников В. В. (ред.) Основы автоматического регулирования,
тт. 1, 2, 3. Машгиз, 1959, 1963.
144. Пугачев В. С. (ред.) Основы автоматического управления. Физматгиз,
1963.
145. Уланов Г. М. Регулирование по возмущению. Госэнергоиздат, 1960.
146. Стефани Е. П. Основы расчета настроек регуляторов тепловых процессов.
147. Сергиевская Е. «Теплоэнергетика», 1957, № 3.
148. Коломенский Л. В. Астатическое регулирование температуры кипения.
«Холодильная техника», 1962, № 6.
149. Канторович В. И. Надежность малых холодильных машин. «Пищевая
промышленность», 1972.
150. Якобсон В. Б. Автоматизация холодильных установок, «Госторгиздат»,
1962.
151. Канторович В. И. Основы автоматизации холодильных установок.
«Пищевая промышленность», 1968.
152. Lorentzen G. Evaporator Design and Liquid Feed Regulation «Bull, 99F»,
Annexe, 1958, № 2.
153. Сивачев В. Д., Ануфриева Л. А. Адсорбционные заполнители
манометрических термочувствительных элементов, «Холодильная техника»,
1961, № 3.
154. N о 1 k e n W. G. «Modern Refrigeration», 1954, № 4—8.
155. D a n i g P. Liquid Feed Regulation By Thermostatic Expansion Valves.
Journal of Refrigeration, 1963, № 3.
156. Дж. К э й, Т. Л э б и. Таблицы физических и химических постоянных. Физ-
матиздат, 1962.
157. Полак В. Приборы и средства автоматизации в ЧССР. «Холодильная
техника», 1966, № 2.
158. Канторович В. И. Статическая характеристика холодильной машины.
«Холодильная техника», 1969, № 6.
159. Ильин В. В., Быков В. П. Комбинированное реле температуры,
«Холодильная техника», 1966, № 5.
160. Андрачников Е. И., Канторович В. И., Нефедкина А. И.
Влияние некоторых эксплуатационных факторов на надежность малых
холодильных машин, «Холодильная техника», 1966, № 11.
161. Ужанский В. С, Вольская Л. С. «Холодильная техника», 1966, № 10.
162. Петрухин Ю. М, Перельман Д. И. Прибор контроля уровня масла
в картере компрессоров. «Холодильная техника», 1965, № 2.
163. Лазе бн и к Р. М., Чупахин А. Я. Контроль температуры нагнетания
аммиачных компрессоров, «Холодильная техника», 1965, № 2.
164. Темкин Е. М. Защита электродвигателей от работы на двух фазах.
«Холодильная техника», 1965, № 4.
345

165. Б агин ски й А. С. и др. Новые пульты управления аммиачными одно- и
двухступенчатыми компрессорами. «Холодильная техника», 1967, № 1.
166. Кантор о вич В. И., Я в не ль Б. К- Устройство, монтаж и ремонт
холодильных установок. Госторгиздат, 1963.
167. Каган ер М. Г. Тепловая изоляция в технике низких температур. М,
«Машиностроение», 1966.
168. Ф а к т о р о в и ч Л. М. Краткий справочник по тепловой изоляции. Л., Гос-
топтехиздат, 1962. -
169. Б е к н е в а Е. В., Ильина Н. И. Новые термокамеры и термобарокамеры.
«Холодильная техника», 1963, № 6.
170. Меркулов А. П. Низкотемпературные холодильные камеры АХК-1 и
ДХК-1. «Холодильная техника», 1963, № 1.
171. Меркулов А. П. Аппаратура для замораживания и длительного
хранения биологических веществ. «Холодильная техника», 1965, № 2.
172. К а н К. Д., Мак Л. И. Применение одноступенчатых поршневых
компрессоров для получения низких температур. «Холодильная техника», 1963, № I.
173. Гуревич Е. С, Шу ме л ишский М. Г., Я л и-м о в а Е. И. Применение
одноступенчатых машин, работающих на фреоне-22, при низких
температурах. «Холодильная техника», 1958, JS6 5.
174. Цырлин Б. Л. Экспериментальное исследование энергетических
характеристик поршневых холодильных компрессоров, в сб. «Труды
ВНИИхолодмаш», вып. 1, М, 1969.
175. Бежанишвили Э. М., Шапошников Ю. А., Якобсон Е. Н.
Некоторые конструктивные особенности и теплоэнергетические характеристики
компрессора ФУ-175. «Холодильная техника», 1968, № 5.
176. G а 11 a n t R. W. «Hydrocarbon process», 1968, №1,3.
177. ASHRAE Handbook of Fundamentals, N. Y., 1968.
178. Dvorak Z., PetrakJ. «Potravinafska a chladici technika», 1971, № 2.,
179. RombuschU.K. «Kaltetechnik», 1966, № 3, s. XVII.

ОГЛАВЛЕНИЕ
редиеловие .- 3
РАЗДЕЛ I
ЦИКЛЫ, КОМПРЕССОРЫ И АППАРАТЫ
Глава I
ЦИКЛЫ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН
Одноступенчатые циклы * . . . . 8
Простейший цикл 8
Переохлаждение жидкости перед регулирующим вентилем 11
Перегрев пара, поступающего к компрессору 12
Регенеративный теплообмен 16
Двухступенчатые циклы . . 17
Цикл с одноступенчатым дросселированием и неполным
промежуточным охлаждением . . 18
Цикл с одноступенчатым дросселированием и полным
промежуточным охлаждением 19
Цикл с двухступенчатым дросселированием 21
Цикл с переохлаждением жидкости высокого давления
в промежуточном сосуде 23
Циклы фреоновых двухступенчатых низкотемпературных
машин 24
Особенности расчетов двухступенчатых циклов ...... 26
Определение промежуточного давления . 21
Расчет циклов при различных температурах кипения
и конденсации 30
Определение верхней границы применения
двухступенчатых циклов 32
Трехступенчатые циклы 39
Циклы каскадных машин 41
Циклы компрессионно-эжекторных машин 51
Циклы воздушных и газовых машин 59
Простейший цикл воздушной машины . ' 59
Регенеративный цикл ,..'.. 62
Разомкнутый цикл с избыточным давлением 63
Вакуумный разомкнутый цикл 64
Цикл газовой машины «Филипс» 65
Сравнение воздушных- и газовых машин с паровыми . * 68
Глава II
КОМПРЕССОРЫ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ ХОЛОДИЛЬНЫХ
МАШИН
Тепловые расчеты компрессоров 70
Холодопроизводительность 70
Потребляемая мощность 70

Объемные коэффициенты компрессора 71
Анализ объемных потерь компрессора 71
Коэффициенты подачи одноступенчатых компрессоров . . 73
Коэффициенты подачи поршневых поджимающих
компрессоров • ,*.»..*»»*««»s»iig 73
Энергетические коэффициенты компрессора 75
Анализ энергетических потерь 75
Методы экспериментального определения энергетических
потерь 78
Экспериментальные значения энергетических
коэффициентов 81
Методы повышения эффективности низкотемпературных
поршневых компрессоров - 82
Уменьшение мертвого объема 82
Выравнивание давлений в цилиндрах 84
Дозарядка цилиндров из всасывающей полости при
подходе поршня к нижней мертвой точке 87
Работа компрессора без всасывающих клапанов .... 88
Одноступенчатые компрессоры 89
Поршневые компрессоры 89
Ротационные компрессоры 94
Двухступенчатые компрессоры и агрегаты 96
Двухступенчатые компрессоры 96
Двухступенчатые агрегаты 101
Сравнение двухступенчатых компрессоров с агрегатами . 102
Г л ав а III
ТЕПЛООБМЕННЫЕ И ВСПОМОГАТЕЛЬНЫЕ АППАРАТЫ
Общие положения 102
Теплоотдача при вынужденном движении жидкости или
-пара (без изменения агрегатного состояния) 102
Оребрение поверхности труб . 106
Гидравлические расчеты аппаратов 113
Выбор материалов 114
Испарители' 115
Типы испарителей 115
Особенности эксплуатации кожухотрубных испарителей
жесткой конструкции . . . . . . 119
Теплоотдача при кипении 120
Сопротивление при движении кипящего холодильного
агента по трубам 126
Воздухоохладители 127
Конденсаторы 134
Конденсаторы-испарители 137
Расширительные емкости каскадных машин 138
Маслоотделители . 141
Влияние масла на работу аппаратов 141
Способы возврата масла в компрессор 142
Устройство маслоотделителей 145
348

Глава IV
ХОЛОДИЛЬНЫЕ АГЕНТЫ, ХЛАДОНОСИТЕЛИ И СМАЗОЧНЫЕ
МАСЛА
Холодильные агенты 148
Хладоносители * 152
Смазочные масла » . 153
РАЗДЕЛ П
АВТОМАТИЗАЦИЯ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ
УСТАНОВОК
Глава V
ОСНОВНЫЕ СВЕДЕНИЯ ИЗ ТЕОРИИ
АВТОМАТИЧЕСКОГО РЕГУЛИРОВАНИЯ
Система автоматического регулирования 159
Основные показатели САР : 161
Объекты регулирования 165
Свойства объектов 165
Объект с гидравлической емкостью без самовыравнивания 169
Объект с гидравлической емкостью и с самовыравниванием
на стороне расхода ........ 169
Объект с тепловой емкостью и самовыравниванием на
стороне нагрузки и регулирующего воздействия 171
Типы автоматических регуляторов 175
Пропорциональные (статические) регуляторы 176
Интегральные (астатические) регуляторы 180
Пропорционально-интегральные (изодромные) регуляторы 182
Пропорционально-дифференциальные регуляторы .... 184
Двухпозиционные (релейные) регуляторы 188
Многопозиционные (шаговые) регуляторы 193
Глава VI
РЕГУЛИРОВАНИЕ ТЕМПЕРАТУРЫ В ОБЪЕКТЕ
Элементы измерения температуры 196
Установившиеся значения температуры объекта .... 205
Регулирование температуры в одном охлаждаемом объекте 206
Способы изменения холодопроизводительности машины . 206
Дросселирование на всасывании 207
Изменение производительности пуском и остановкой
компрессора 209
Плавное изменение числа оборотов электродвигателя
• компрессора 212
Отжим всасывающих клапанов 214
Динамика изменения температуры в охлаждаемом объекте 216
Регулирование температуры в нескольких объектах при
непосредственном охлаждении 219
Регулирование температуры в камерах при рассольном
охлаждении 221
349

Глав а VII
РЕГУЛИРОВАНИЕ ЗАПОЛНЕНИЯ ИСПАРИТЕЛЕЙ
И ДАВЛЕНИЯ КОНДЕНСАЦИИ
Схемы регулирования заполнения испарителей 222
Способы контроля степени заполнения испарителей . . . 222
Основные способы подачи агента в испаритель .... 224
Регулирование уровня 228
Реле уровня . 228
Пропорциональные регуляторы уровня 231
Регулирование перегрева 236
Способы регулирования перегрева . 236
Статические характеристики ТРВ 239
Динамическая характеристика ТРВ и процесса
регулирования перегрева 247
Выбор настройки ТРВ и места крепления термопатрона . 255
Косвенные методы регулирования заполнения испарителя . 258
Выбор регулятора для заполнения испарителя . . . . . 262
Регулирование давления конденсации 265
ГлаваУШ
АВТОМАТИЗАЦИЯ УСТАНОВКИ В ПУСКОВОЙ ПЕРИОД
И АВТОМАТИЧЕСКАЯ ЗАЩИТА
Автоматизация пуска 267
Пуск установки 267
Пуск компрессора 268
Автоматическая защита 269
Давление нагнетания 270
Защита от пониженного давления в испарителе 274
Защита от влажного хода 274
Защита компрессора от перегрева и от нарушения
системы смазки 274
Защита электродвигателей ' 276
Схемы включения приборов защиты . 277
Г л а в а IX
ОБЪЕКТЫ И СХЕМЫ НИЗКОТЕМПЕРАТУРНЫХ УСТАНОВОК
Объекты охлаждения 280
Теплоизоляционные материалы 280
Теплоизоляция ограждений . . , . . 284
Пароизоляция ограждений * 285
Тепло- и пароизоляция трубопроводов 287
Определение тепловой нагрузки и холодопроизводитель-
ности машин 289
Схемы установок * . 295
Азотные и дроссельные термокамеры 295
Термокамеры с малыми фреоновыми машинами . . . . 299
Установки средней и крупной производительности ... 311
Приложения
1. Единицы СИ и соотношения их с другими единицами 315
2. Основные свойства холодильных агентов ..... 317
350

3. Зависимость давления насыщенных паров холодильных
агентов от температуры . . . . - * . . 318
4. Плотность жидких холодильных агентов и хл а
доносителей 325
5. Динамическая вязкость жидкостей 325
6. Вязкость парообразных холодильных агентов ... 326
7. Теплопроводность жидкостей ¦ • . 326
8. Теплопроводность парообразных холодильных агентов 327
9. Поверхностное натяжение жидкостей ....... 328
10. Теплоемкость жидких холодильных агентов и хладоно-
сителей 328
11. Зависимость температуры замерзания водного раствора
хлористого кальция от его концентрации и плотности
раствора от температуры 329
12. Вязкость водных растворов хлористого кальция , . . 329
13. Теплопроводность водных растворов хлористого
кальция 330
14. Теплоемкость водных растворов хлористого кальция 330
15. Условные обозначения в принципиальных схемах . . 331
16. Диаграмма i — \gp для фреона-22 334
17. Диаграмма i — lgp для фреона-13 . 336
18. Диаграмма i — \gp для фреона-14 . 339
Литература 340

ВЛАДИМИР ДАВИДОВИЧ ВАЙНШТЕЙН
ВАДИМ ИЗРАИЛЕВИЧ КАНТОРОВИЧ
Низкотемпературные холодильные установки
Редактор Н. Г. Николаева
Художник В. В. Водзинский
Худож, редактор С. Р. Н а к
Технический редактор Г. Г. Жарова
Корректоры: 3. В. Коршунова, В. Б. Грачева
Т-11710 Сдано в набор 28/1—72 г. Подписано к печати 15/VI—72 г.
Формат 60X90/ie Бумага типограф. № 2 Объем 22,0 п. л.
Уч.-изд.л. 25,16 Тираж 23 000 зкз. Цена 1 р. 42 к. Зак. 143
Издательство «Пищевая промышленность»
113035, Москва Ж-35, 1-й Кадашевский пер., д. 12
Влад. типография Главполиграфпрома
Комитета по печати при Совете Министров СССР
Гор. Владимир, ул. Победы, д. 186