1.5. Дійсний поршневий компресор

У реальному компресорі діє ряд конструктивних і функціональних чинників, що призводять в остаточному підсумку до зниження продуктивності й економічності компресора в порівнянні з теоретичним. Роздивимося основні з цих чинників.

Мертвий простір. У дійсному компресорі об’єм циліндра більше об’єму, описаного поршнем за один хід, на величину так званого мертвого простору. Мертвий простір, це частина циліндра, з якої робоча речовина пар не може бути витиснута при досягненні поршнем мертвої точки наприкінці процесу нагнітання. Розрізняють лінійний і об’ємний мертвий простір. Лінійний мертвий простір – це зазор (мм) між днищем поршня у верхній мертвій точці (для вертикального компресора простої дії) і клапанною плитою. Цей зазор передбачається для компенсації температурного розширення деталей компресора, що виникають в процесі його роботи. Об’ємний мертвий простір V_c (м³) складає з: частини об’єму циліндра висотою, рівної лінійному мертвому просторові; кільцевого об’єму між стінками поршня і циліндра висотою, рівною відстані від днища поршня до першого ущільнювального кільця; об’єму в каналах клапанів, звернених з однієї сторони в циліндр і обмежених з іншої сторони запірними органами в закритому стані.

При зворотному прямуванні поршня, процес усмоктування починається лише після того, як стиснута пара, що залишилася в мертвому просторі, розшириться і її тиск знизиться до тиску усмоктування. Цей процес відбувається на деякій частині ходу поршня і називається процесом зворотного розширення. Отже, наявність мертвого простору зменшує об’ємну продуктивність дійсного компресора.

Гідравлічні втрати. В усмоктувальних і нагнітальному трактах, включаючи клапани, мають місце втрати тиску пари, що призводить до зниження об’ємних і енергетичних коефіцієнтів компресора.

Підігрівання пари. На ділянці від усмоктувального патрубка до циліндра компресора відбувається підвищення температури пари, що надходить, і, як наслідок, зменшується масова продуктивність компресора.

Теплообмін у циліндрі. У процесах стискання й оберненого розширення між парою та стінками циліндра і поршня має місце теплообмін різноманітної спрямованості й інтенсивності. У результаті цього показники політроп у цих процесах мають переменні значення, а ефективність роботи компресора знижується.

Пульсація тисків. Поршневий компресор є машиною періодичної дії, тому в усмоктувальних і нагнітальній порожнинах тиск змінюється з визначеною частотою та амплітудою. Це явище, називане пульсацією тисків, збільшує потужність приводу компресора, але в деяких випадках підвищує дійсну продуктивність у порівнянні з теоретичною.

Перетікання та витікання. У процесі роботи компресора мають місце перетікання та витікання пари через різноманітні конструктивні зазори: у розривах поршневих кілець; у зазорах між поршнем і поршневими кільцями і стінками циліндра; через нещільності в клапанах та ін.

Тертя. Частина енергії приводу дійсного компресора витрачається на подолання тертя в механічних парах.

Рис.2.1. Дійсна індикаторна діаграма

Вплив більшої частини перерахованих чинників відбивається на дійсній індикаторній діаграмі, що дозволяє провести якісний і кількісний аналіз дійсних робочих процесів компресора.

Дійсні робочі процеси істотно відрізняються від теоретичних. Це наочно показує порівняння індикаторних діаграм теоретичного (a-b-c-d) і дійсного (1'-2'-3'-4') компресорів (рис.2.1). Процес усмоктування 4'-1' проходить при перемінному тиску більш низькому, чим тиск в усмоктувальному патрубку . Точки 4' і 1' відповідають початку відкривання та повного закривання усмоктувального клапана. Різниця тисків в усмоктувальному патрубку й у циліндрі в процесі 4'-1' викликана гідравлічним опором прямуванню пари на шляху між ними. Перемінна величина цієї різниці обумовлена двома обставинами: по-перше, зміною ступеня відкривання усмоктувального клапана; по-друге, зміною швидкості пари в ньому через перемінну швидкість поршня. Різниця тиску в патрубку і на початку стискання у точці 1' називається депресією на усмоктуванні – .

Аналогічна картина спостерігається й у процесі нагнітання 2'-3'. Тут моменту відкривання нагнітального клапана відповідає точка 2'. Через малий прохідний перетин щілини тиск продовжуватити зростати і після початку відкривання клапана. Після досягнення максимуму тиск перед клапаном падає, але наприкінці нагнітання продовжує ще залишатися вищим тиску у нагнітальному патрубку. Різниця кінцевого тиску в точці 3' і тиску у нагнітальному патрубку називається депресією на нагнітанні – .

а) б)

Рис.2.2. Індикаторні діаграми: а) при закриванні клапанів із запізненням; б) при передчасному закриванні клапанів

Усереднені втрати тиску в клапанах, за результатими аналізу дослідних даних, в розрахунках компресорів приймають: для аміачних та повітряних компресорів – ; ; для фреонових компресорів – ; .

Дійсна індикаторна діаграма відбиває також технічний стан важливих вузлів і деталей компресора. Наприклад, якщо нормально працюють клапани компресора, то вони закриваються в мертвих точках (штрихові лінії на рис.2.2 та 2.3). При запізнюванні закривання обох клапанів (наприклад, через слабкі пружини) початкові ділянки ліній стискання й оберненого розширення будуть близькі до горизонтального (рис.2.2). Такий же ефект дасть і нещільне закривання клапанів. При зайво сильних пружинах клапанів останні закриваються передчасно: стискання буде починатися при зниженому, а обернене розширення – при підвищеному тисках (рис.2.3).

Реальні чинники, у тому числі і технічний стан деяких вузлів і деталей, призводять, як відзначалося, до зниження ефективності роботи дійсного компресора. Визначення дійсних значень продуктивності і потужності необхідно як при розробці нових, так і при перерахунку існуючих конструкцій компресорів з одного режиму роботи на інший.

Продуктивність дійсного компресора. Дійсна об’ємна продуктивність компресора об’ємного принципу дії V_д завжди менша теоретичної через об’ємні втрати, які мають місце в дійсному компресорі. Кількісним показником зменшення дійсної продуктивності V_д у порівнянні з теоретичним об'ємом, описаним поршнем V_h, служить коефіцієнт подавання:

(2.1)

Коефіцієнт подавання компресора можна розглядати як коефіцієнт корисної дії компресора відносно його об’ємної продуктивності.

Розділивши обидві частини цієї рівності на питомий об'єм пари за тиску і температури в усмоктувальному патрубку, для дійсної масової продуктивності отримаємо

(2.2)

Для зручності аналізу і розрахунку коефіцієнт подавання умовно подають у вигляді добутку окремих співмножників, кожний із який оцінює зменшення продуктивності від дії відповідного йому чинника

(2.3)

Об'ємний коефіцієнт і коефіцієнт дроселювання можуть бути визначені за індикаторною діаграмою, тому їхній добуток називають індикаторним об’ємним коефіцієнтом

(2.4)

Коефіцієнти нагрівання і щільності не можуть бути визначені за індикаторною діаграмою, тому їх іноді називають коефіцієнтами прихованих утрат

(2.5)

Об'ємний коефіцієнт, що враховує мертний простір, визначається відношенням (рис.2.1)

. (2.6)

Об'єм можна подати у вигляді . Мертвий простір (м³) можна виразити через його відносну величину. Відносний мертвий простір безрозмірна величина, яка визначається відношенням мертвого об’єму V_c до об’єму, описаному поршнем за один оберт валу компресора V_к (корисного об’єму циліндра), . Відносний мертвий простір для більшої частини сучасних компресорів складає 3-6%, а в спеціальних конструкціях компресорів, наприклад низькотемпературних, він може бути зменшений до 1,5-2 %.

Рахуючи процес розширення 3'-4 політропним із показником n_р, можемо записати

(2.7)

Підстановка значень і V₄ у рівняння (2.6) дає

(2.8)

Об'ємний коефіцієнт з урахуванням того, що

. (2.9)

За експериментальними даними, для аміачних компресорів n_p=0,95-1,1, а для фреоновых n_p=0,9-1,05. Ці цифри показують, що для практичних розрахунків можна прийняти n_p=1 і коефіцієнт визначати за формулою

. (2.10)

З виразу (2.10) слідує, що коефіцієнт залежить від відносної величини мертвого простору, відношення тисків і показника політропи оберненого розширення. У випадку коли величина незначна, може бути визначений за формулою

, (2.11)

де – відношення тисків компресора.

З отриманих залежностей видно, що у випадку і зменшується при зростанні . В граничному випадку можливий такий режим роботи компресора, при якому вся робоча речовина буде під час стискатися уміщуватися в мертвий простір циліндра. При цьому режимі нагнітальні клапани не відкриваються і процес нагнітання не відбувається. В процесі зворотного розширення тиск всмоктування буде досягатися у нижній крайній точці руху поршня і, значить, всмоктування також не буде. Такому граничному режиму, коли , відповідає відношення тисків, яке можна знайти прирівнявши до нуля праву частину формули (2.11)

. (2.12)

Для і ; 1,15; 1,3 у випадку роботи на фреонах та аміаку граничне значення відношення тисків дорівнює відповідно 21; 33,2; 52,3. Зміна індикаторної діаграми при зростанні відношення тисків наглідно ілюструє на рис.2.4.

Рис.2.4. Зменшення продуктивностів компресора при зростанні тиску нагнітання

Депресії на всмоктуванні призводить до того, що перед початком стискання пара у циліндрі має тиск менший, тиску в усмоктувальному патрубку . Ці тиски зрівнюються лише у точці 1 діаграми після того, як поршень пройде деяку частина ходу стискання. Об’єм циліндра на “втраченій” частині ходу стискання і складає втрату продуктивності від депресії на усмоктуванні.

Коефіцієнт дроселювання можу бути визначений з індикаторної діаграми визначається співвідношенням

. (2.13)

У випадку політропного процесу стискання з показником політропи n_с об’єм у точці 1 може бути знайдений з виразу

. (2.14)

Використовуючи (2.14), можемо визначити :

= . (2.15)

Підставивши отримане значення у рівняння (2.13) та врахувавши, що , отримаємо:

. (2.16)

У сучасних поршневих компресорах коефіцієнт _др має досить високі значення (0,95 1). При розрахунку нових конструкцій рекомендується; приймати _др=1.

Великий вплив на коефіцієнт _др робить пульсація тиску на стороні усмоктування компресора. Це викликає коливальні явища і може бути причиною того, що тиск перед усмоктувальним клапаном виявиться вищим тиску перед компресором (динамічний піддування), при цьому _др стає більше одиниці (1,01 1,03). Амплітуда коливання тиску досягає максимуму при резонансі, коли частота власних коливань потоку пари в усмоктувальному каналі збігається з частотою коливань поршня.

Для розрахунку процесів стискання та зворотного розширення використовують еквівалентні показники політроп. За результатами великого числа досліджень отримано формули для еквівалентних показників політропи стискання та розширення:

; , (2.17)

Де k – показник ізоентропи ідеального або умовний показник ізоентропи реального газу.

Індикаторний коефіцієнт подавання

.

З урахуванням виразів (2.9) і (2.16) індикаторний коефіцієнт подавання дорівнює

. (2.18)

При визначенні процес 1'-1 через його незначну тривалість допустимо рахувати ізоентропним. Тоді

. (2.19)

Коефіцієнт нагрівання _, оцінює зменшення продуктивності компресора від підвищення температури пари, що заповнює циліндр, внаслідок теплонадходження від стінок всмоктувальної порожнини, деталей клапана і циліндра. Це “прихована” втрата, тому що приведений до тиску всмоктування об’єм пари (див. рис.2.1) зберігається, але маса цієї пари буде меншою через зменшення густини при підвищеній температурі. Зміну термодинамічного стану пари під впливом теплообміну в дійсних робочих процесах зручно роздивитися в діаграмі s-T (рис.2.3). Для спрощення прийнято, що тиск у точках 4' і 1', 2' і 3' попарно рівні (див. рис.2.1) і що тиски кипіння р₀ і конденсації р_к рівні відповідно тискам р_в і р_н.

Стан пари у всмоктувальному патрубку характеризується точкою а і процес а-b відповідає ізоентропному стисканню в теоретичному компресорі. Зміна стану пари від всмоктувального патрубка до входу в циліндр можна умовно уявити двома процесами: процесом дроселювання а-А й ізобарним нагріванням А-В. Підвищення температури пари до Т_С відбувається за рахунок припливу теплоти від стінок циліндра, що мають більш високу температуру, ніж Т_В. Накінець, температура пари, що поступає в циліндр підвищується до Т_1' за рахунок змішання його з парою, що розширилася з мертвого простору. Зрозуміло, що процеси В-С і C-1' відбуваються одночасно і поділ їх носить умовний характер.

Рис.2.3. Процеси дійсного компресора в s-T діаграмі

Зменшення продуктивності викликається підігріванням пари від стінок деталей (від Т_А до Т_С). Підігрівання пари від змішання не впливає на продуктивність, тому що ізобарне змішання кількостей газу з різною температурою не викликає зміни їхнього сумарного об’єму.

Процес стискання, що починається від точки 1', йде спочатку з підведенням, а потім із відведенням теплоти, що визначається співвідношенням перемінних температур пари, що стискається, і поверхонь дотичних із нею деталей. Стискання закінчується при кінцевому тиску – точка 2'. Ділянка 2'-3' характеризує можливе зниження температури пари в процесі нагнітання. На початку процесу зворотного розширення 3'-4' пара інтенсивно віддає теплоту стінкам циліндра, що має більш низьку температуру. На цій ділянці показник політропи більше показника адіабати. Інша, більша частина процесу оберненого розширення відбувається при інтенсивному підігріванні пари, тому показник політропи має низьке значення.

Чисельне значення коефіцієнта підігрівання, буде визначатися, очевидно, відношенням питомих об'ємів пари в станах А и С (див. рис.2.3)

.

Застосувавши рівняння для ідеального газу, та прийнявши процес А-С ізобарним, можна з достатньою точністю написати

.

Коефіцієнт нагрівання може бути представлений як добуток двох коефіцієнтів . Перша складова враховує нагрівання в циліндрі, друга – від вхідного патрубка до клапана.

На рис. 2.4 показана залежність від відношення тисків для компресорів із зовнішнім приводом П80 (суцільна лінія) і з умонтованим електродвигуном ПБ80 (штрихова) при роботі їх на холодильному агенті R22. Погіршення , для компресора ПБ80 пояснюється додатковим підігріванням пари за, рахунок теплоти, що виділяється електродвигуном у кількості . У цій формулі N_ел.дв - потужність електродвигуна;  - ККД електродвигуна, к_нс – коефіцієнт, що враховує яка кількість теплоти передається робочій речовині.

На рис.2.5 наведено коефіцієнти , для компресорів із зовнішнім приводом П110 і П220 при роботі їх на R717 та R22. Як очевидно з рисунка, робота на аміаку R717 характеризується більш низькими значеннями _. Причиною цього є більш інтенсивне підведення, теплоти до пари аміаку через більш високе значення k і більш високих температур нагнітання в порівнянні з хладонами.

Рис.2.4. Коефіцієнт нагрівання компресорів П80 та ПБ80

Рис.2.5. Коефіцієнт нагрівання компресорів П110 та П220

Втрати продуктивності компресорів через нещільності порожнини стискання оцінюються коефіцієнтом щільності . Щільність порожнин стискання у різних типах компресорів забезпечується різними методами: в поршневих – встановленням на поршень компресійних кілець чи проточкою на ньому канавок; в гвинтових компресорах подаванням у порожнини великої кількості мастила; у завиткових та турбокомпресорах – лабіринтним ущільненням тощо. Витікання може відбуватися як у картер компресорів, так і у всмоктувальну порожнину. Продуктивність компресора також може знижуватися через нещільність нагнітальних клапанів. У цьому випадку порожнина циліндра частково буде заповнюватися парами холодильного агента з нагнітального патрубка. Коефіцієнт щільності залежить від перепаду тисків для сучасних високооборотних компресорів знаходиться в межах при .

В малих компресорах, що мають замість кілець канавки на поршнях, цей коефіцієнт може бути значно меншим. Збільшити його можна шляхом підбирання матеріалів поршня та циліндра, а також використанням селективного підбирання деталей поршень-циліндр.

Збільшення швидкості обертання також збільшує цей коефіцієнт.

Дослідне визначення коефіцієнта невидимих втрат потребує складного експерименту і як правило ускладнено. Однак, якщо є індикаторна діаграма і одночасно виміряна витрата, то його можливо визначити з відомого рівняння .

В даний час відсутні достатньо надійні розрахункові залежності, що дозволяють визначати для всього різноманіття конструкцій поршневих компресорів. Для інженерних розрахунків можна скористатися формулою, отриманою для вертикальних аміачних компресорів, яка враховує втрати від підігрівання та нещільностей

, (2.20)

де Т₀, Т_к- температури кипіння і конденсації, К.

Для малих герметичних компресорів може бути використана емпірична залежність

, (2.21)

де а=1…1,2 і в=0,2…0,6 (при примусовому рухові повітря біля корпусу компресора), в=0,2…0,8 (при вільному рухові повітря) – дослідні коефіцієнти. Менші значення в відповідають холодопродуктивності 0,1…0,5 кВт, більші – 8…9 кВт.

Після того, як розрахунковим шляхом або за експериментальними даними для однотипних компресорів визначені коефіцієнти, що враховують окремі об’ємні втрати, можна визначити коефіцієнт подачі компресора за формулою (2.3).

Дослідні дані сучасних холодильних компресорів змінюються в широких межах залежно від конструкції компресорів та режимів його роботи. На рис.2.6 показана залежність коефіцієнта подачі від відношення тисків для компресорів П110 і П220 при роботі на R22 і R717, а на рис.2.7 – для низькотемпературного компресора ФУС12 при роботі на R22 і R502.

Рис.2.6. Коефіцієнт подавання компресорів П110 та П220

Рис.2.5. Коефіцієнт подавання низькотемпературного компресора ФУС12

Середній індикаторний тиск дійсного компресора. Середній індикаторний тиск дійсного компресора визначається за площею індикаторної діаграми дійсного компресора так само, як і для теоретичного компресора

, (2.22)

де – індикаторна робота, що витрачається на стискання та переміщення робочої речовини в одному циліндрі, Дж; – площа індикаторної діаграми дійсного компресора, мм² креслення; – масштаб тисків по осі ординат індикаторної діаграми, Па/мм креслення; – масштаб об’ємів по осі абсцис індикаторної діаграми, м³/мм креслення; мм креслення – розмірність відрізків на полі індикаторної діаграми; p, V – плинні значення об’єму (м³) та тиску (Па) у циліндрі відповідно; Г – замкнений контур (лінія) індикаторної діаграми.

Потужність і ККД дійсного компресора. Роботі компресора з дійсними процесами стискання, нагнітання, оберненого розширення й усмоктування відповідає індикаторна потужність N_і. Ця потужність визначається за індикаторною діаграмою дійсного компресора

, (2.23)

де р_і - середній індикаторний тиск визначений за дійсною індикаторною діаграмою компресора.

Потрібно пам’ятати, що визначення потужності в багатоциліндровому компресорі, за індикаторною діаграмою одного циліндра, строго говорячи достовірно лише з деякою натяжкою, тому що двох абсолютно однакових циліндри не існує.

Під час розрахунку нових компресорів користуються схематизованими індикаторними діаграмами, тому що дати точний і разом з тим простий опис усіх процесів компресора практично неможливо. Основна вимога схематизації – рівність площ схематизованої та дійсної діаграм. Ця умова забезпечує рівність роботи і, значить, індикаторних потужностей.

Наразі використовують дві схематизації. Перша схематизація (рис.2.8) найбільш поширена, найкраще відображає особливості дійсних процесів компресора. За її допомогою можна розрахувати продуктивність та потужність компресора. Друга схематизація використовується лише для оцінки роботи та потужності компресора.

Рис.2.8. Перша схематизація індикаторної діаграми поршневого компресора

При першій схематизації процеси стискання та розширення представляють політропами з постійними показниками. Процеси всмоктування та нагнітання ізотермічні та проходять з постійним тиском, який відрізняється від тиску у патрубках на величину гідравлічних втрат.

Скориставшись схематизованою індикаторною діаграмою (рис.2.8), можна знайти середній індикаторний тиск з таких міркувань:

, (2.24)

; ;

, (2.25)

, (2.26)

,(2.27)

де , – числа політропи стискання та розширення.

У випадку коли

, (2.28)

– коефіцієнт, що відрізняється від об’ємного тим, що в знаменнику відношення тисків стоїть тиск , а не . Середній індикаторний тиск у цьому випадку

, (2.29)

де – число ізоентропи.

Скориставшись формулами (2.28) чи (2.29) за формулою (2.23) може бути знайдена індикаторна потужність дійсного компресора.

Для оцінки енергетичної досконалості всіх дійсних робочих процесів компресора вводиться поняття ізоентропної (адіабатної) потужності

. (2.30)

У формулі (2.30) є різницею кінцевої і початкової ентальпій ізоентропного процесу стискання – лінія а-б на рис.2.1 і 2.3. Тут точка а відповідає стану пари в усмоктувальному патрубку, а точка b знаходиться на перетинанні ліній і (див. рис.2.3).

Оцінка енергетичної досконалості роботи компресора провадиться за допомогою енергетичних ККД: індикаторного, механічного й ефективного.

За допомогою індикаторного ККД враховують втрати пов’язані з недосконалістю процесів у дійсному компресорі. Він представляє собою відношення теоретичної та дійсної потужності компресора

. (2.31)

У дійсних поршневих компресорах процеси стискання відбуваються з показником політропи і, якщо відома ентальпія робочої речовини у кінці дійсного процесу стискання, індикаторний ККД може бути знайдений за формулою:

, (2.32)

де h₁, h_2s та h₂ – ентальпії робочої речовини на початку, в кінці теоретичного та дійсного процесів стискання відповідно (див. рис.2.10)

Під час проектування нових компресорів значення енергетичних ККД визначають, як правило, за дослідними даним для однотипних машин. Для орієнтованої оцінки значення індикаторного ККД може бути визначене за емпіричною формулою І.І. Левіна

, (2.33)

де t_о – температура кипіння з відповідним знаком; b – дослідний коефіцієнт: b=0,002 і b=0,001 відповідно для аміачних горизонтальних і вертикальних компресорів; b=0,0025 - для фреонових компресорів.

До валу компресора підводиться ефективна потужність N_е, більша, ніж N_і на величину потужності тертя N_тр, що витрачається на подолання тертя в механічних парах

. (2.34)

Потужність тертя залежить від ряду чинників, у тому числі від конструкції компресора, від в’язкості, а отже, і від температури мастила в картері, від частоти обертання валу, від відношення тисків усмоктування і нагнітання.

Підвищення температури мастила може призвести до різкого зниження його в’язкості і до погіршення умов змащування. На практиці потужність тертя часто визначають як добуток , де р_тр - дослідний коефіцієнт, називаний тиском тертя.

За результатами випробовувань прямотечійних компресорів середньої продуктивності середнє значення тиску тертя становить 0,083 МПа, причому при підвищенні від 2 до 8 значення р_тр зменшувалося від 0,089 МПа до 0,078 МПа.

Із збільшенням частоти обертання валу потужність тертя в різноманітних вузлах компресора змінюється неоднаково, але в цілому вона зростає за степеневою залежністю з показниками степені 1,5-2. Це свідчить про те, що з підвищенням частоти обертання зростає також тиск тертя р_тр.

Втрати від тертя можна врахувати механічним ККД, що представляє собою відношення індикаторної потужності компресора до його ефективної потужності

. (2.35)

Ефективний ККД компресора представляє собою відношення теоретичної потужності до потужності на валу компресора

. (2.35)

Ефективна потужність на валу компресора визначена через енергетичні коефіцієнти становить

. (2.36)

Потужність, що споживається електродвигуном компресора, розраховується з врахуванням ККД передачі і ККД двигуна

. (2.37)

Одним із важливих питань у теорії поршневого компресора є взаємозв'язок між об'ємними й енергетичними коефіцієнтами. Враховуючи формули (2.30) та (2.31) індикаторний ККД поршневого компресора можна представити

. (2.38)

Відношення є не що інше як середній індикаторний тиск теоретичного стискання – р_іт. Тоді:

. (2.39)

Відношення можна замінити відношенням площ теоретичної і дійсної індикаторних діаграм (див. рис.2.1). На цьому рисунку знаком “+” позначені надлишкові, а знаком “-” відсутні площі дійсної індикаторної діаграми стосовно теоретичної. Величини цих площ залежать від ступеня відхилення окремих робочих процесів дійсного компресора від робочих процесів теоретичного. Відношення називають коефіцієнтом індикаторного тиску.

Середнє значення коефіцієнта _i, коливається в межах 0,95-1,05, тому для орієнтованих розрахунків можна приймати

(2.40)

Однак рівність (2.40) справедлива лише у вузькому діапазоні відношення тисків від 3 до 5.

При відношенні тисків рівному 1, р_іт=0 (w_s=0), тому ρ=∞. В цьому випадку =0, не дивлячись на те що коефіцієнт подавання буде максимальним.

В режимі гранично високих тисків для даного компресора р_і=0, λ=0 з’являється неоднозначність. Однак допущення про незмінність політроп стискання і зворотного розширення несправедливо і робота стискання завжди буде більшою роботи розширення, а значить індикаторна потужність буде більше 0, а індикаторний ККД – η_і=0.

Вирази (2.39) і (2.40) показують, що зі збільшенням об’ємних втрат, наприклад внаслідок підвищеного зношення компресора, знижується його енергетична ефективність.

Розглянемо ефективність поршневого компресора, що відрізняється від теоретичного лише наявністю мертвого простору. В цьому випадку коефіцієнт подачі буде дорівнювати об’ємному коефіцієнту подачі і тоді можна записати

. (2.41)

В цьому випадку індикаторний ККД – η_і=1. Таким чином, вводячи в теоретичний поршневий компресор тільки мертвий простір, ми не погіршуємо його енергетичні показники. Однак продуктивність такого компресора буде меншою ніж у теоретичного. Коли ж додатково з’являються незворотні втрати від нагрівання, перетікання та витікання, втрати тиску в клапанах ККД зменшується.

На рис.2.9 показана залежність енергетичних коефіцієнтів компресора середньої продуктивності з відкритим приводом від відношення зовнішніх тисків π. Для компресорів з вмонтованим електродвигуном спостерігається деяке зниження коефіцієнтів η_і і η_е , проте значення ККД η_ел близькі для обох варіантів. Це пояснюється тим, що зниження об'ємних і енергетичних коефіцієнтів безсальникового компресора через підвищене підігрівання пари від двигуна в значній мірі компенсується більш високими значеннями ККД електродвигуна, що має інтенсивне охолодження електродвигуна робочою речовиною.

Рис.2.9. Енергетичні коефіцієнти поршневого компресора середньої продуктивності

(суцільна – аміак, пунктир – R22)

Характеристики. Характеристиками поршневих компресорів називають залежності параметрів Q_o, N_е і _е від температур кипіння і конденсації, а також коефіцієнтів λ, η_і і η_е, від відношення тисків р_к/р_в.

Холодопродуктивність компресора відповідно до виразу (2.30) і з рис.2.10 визначається так:

, (2.42)

Виходячи з виразу (2.36) і рис.2.10, ефективну потужність компресора можемо представити

. (2.43)

На підставі формул (2.42) і (2.43) для ефективного холодильного коефіцієнта компресора одержимо

. (2.44)

Рис.2.10. Цикл холодильної машини

Аналіз виразу (2.42) і циклу холодильної машини, показаного на рис.2.10, дозволяє виділити основні чинники, що визначають холодопродуктивність компресора. Такими чинниками є: 1) термодинамічні і фізичні властивості холодильного агента; 2) температури кипіння і конденсації; 3) температура холодильного агента перед регулюючим вентилем; 4) технічний стан компресора.

Дуже важливим питанням, що виникає як під час експлуатації, так і при проектуванні холодильних машин, є залежність холодопродуктивності компресора від температур кипіння і конденсації. Залежність при постійній температурі конденсації називається характеристикою компресора за холодопродуктивністю. Для одноступеневих компресорів такі характеристики будуються звичайно в інтервалі температур кипіння від -40 до +10°С при температурах конденсації 30, 40, 50°С. На рис.2.11,а показана характеристика компресора П80, що має такі параметри: число циліндрів 8, діаметр циліндра 76 мм, хід поршня 66 мм, V_т=0,0575 м³/с при n=24с^-1.

Як показує рисунок, холодопродуктивність зменшується зі зниженням температури кипіння і з підвищенням температури конденсації. У обох випадках зростає відношення тисків р_к/р_о, що призводить до зниження коефіцієнта подавання  [див. формулу (2.10)]. Більш істотною причиною зменшення Q₀ із зниженням t_о є зменшення об'ємної холодопродуктивності q₀. Відносний вплив q_ і , на зменшення Q_o ілюструє такий приклад. Зниження температури кипіння від -15 до -20 С при температурі конденсації 30°С (рис.2.11) призводить до зниження Q_o приблизно на 22%, із яких на частку q₀ припадає приблизно 17%, а на частку  – 5%.

Характеристики компресора за холодопродуктивністю будуються за рівнянням (2.42); при цьому необхідно знати термодинамічні властивості даного холодильного агента (у виді таблиці або діаграми) і експериментальні дані по залежності для однотипного компресора. Крім характеристики за холодопродуктивністю в технічних даних компресора вказують характеристику за ефективною потужністю і холодильним коефіцієнтом. Характеристика за ефективною потужністю представляє собою графічні залежності , побудовані для декількох постійних температур конденсації. Ці графіки дають можливість визначити витрату енергії при роботі компресора в різноманітних режимах. Залежності дають можливість порівняти компресори різноманітних конструкцій і типів за енергетичною ефективністю.

а) б)

Рис.2.11. Характеристики компресора П80: а) за холодопродуктивністю; б) енергетичні

1 – t_к=30°С; 2 – t_к=40°С; 3 – t_к=30°С

Залежність будується за рівнянням (2.43) з урахуванням залежності ефективного ККД від відношення тисків π (див.рис.2.9). На рис. 2.11, б показано енергетичні характеристики коипресора П80. Із зниженням температури кипіння збільшується різниця ентальпій пари, але одночасно збільшується питомий об'єм і зменшується . Це призводить до того, що при деякому відношенні р_к/p_о ефективна потужність має максимальне значення. Раніше було показано, що для теоретичного компресора за умови k=сonst це відношення тисків дорівнює

.

Підставивши цей вираз у рівняння для адіабатної потужності

одержимо .

Відповідно до останнього виразу можна визначити орієнтоване значення максимальної ефективної потужності

. (2.45)

Таким чином, максимальна потужність відповідає тиску кипіння р₀, визначеному з рівняння .

Характеристика компресора за холодильним коефіцієнтом показує, що _е зменшується зі зниженням температури кипіння і зі зростанням температури конденсації. Це необхідно враховувати під час вибору режиму роботи холодильної машини.