Контрольные вопросы

1. Чем отличаются процессы кипени: и испарения?

2. Как зависят температур! кипения и конденсации от давления?

3. По чему передача теплоты при конечной разности температур влечет необратимые потери энергии?

4. Какой физический процесс используют для получения холода в паровых холодильных машинах?

5. Для какой из хладагентов (R12 и R22) и почему раз меры компрессора будут минимальны?

6. При каком давлении кипят хладагенты R12 i R22? Что происходит с аммиаком при температуре -50°С?

7, Как взаимодействуют аммиак, R12 и R22 с металлами?

8. По чему некоторые виды фреонов влияют на озоновый слой атмосферы Земли?

9. По чему невозможна практическая реализация цикла Карно?

10. Каким образом можно увеличить холодильный коэффициент?

11.Kaк влияет на эффективность холодильного цикла замена расширительного цилиндра на регулирующий вентиль?

12. Как влияет переохлаждение жидкого хладагента в конденсаторе на удельную массовую холодопроизводительность?

13. Каким образом установка регенеративного теплообменника влияет на параметры цикла холодильной машины?

14. Почему количество пара, выходящего из промежуточного сосуда, больше, чем входящего в него?

15. Почему в холодильных машинах применяют двухступенчатое сжатие.

Литература: [2] стр. 13-31;

[5] стр. 31-59

Лекция 4-5

Тема: Компрессоры холодильных машин. Теплообменные аппараты.

Цель: Ознакомиться с классификацией, принципом действия, техническими характеристиками компрессоров и теплообменными аппаратами.

План лекции

1. Классификация компрессоров. Рабочие процессы, теоретические и действительные процессы, подача и мощность компрессора.

2. Влияние эксплуатационных факторов на показатели работы компрессора.

3. Тепловой расчет одноступенчатого компрессора, определение подачи, мощности и холодопроизводительности. Выбор компресора по каталогу на основании полученных расчетных данных.

4. Теплообменные аппараты. Конденсаторы, их классификация, конструкция и расчет.

5. Испарительные аппараты и вспомогательное оборудование.

4-5.1. Классификация компрессоров

Слово компрессор происходит от "компрессии" (латинское соmpressio - сжатие - силовое воздействие на газообразное тело, приводящее к уменьшению занимаемого им объема, а также к повышению давления и температуры). В холодильной машине компрессор служит для отсасывания паров хладагента из испарительной части (испарителя), их сжатия и нагнетания в конденсатор.

По принципу действия различают объемные лопаточные и струйные компрессоры. В объемных компрессорах объем, занимаемый парами, сжимают, уменьшая его, а затем нагнетают в сторону высокого давления холодильной машины (конденсатор). В лопаточных компрессорах пары хладагента перемещаются через проточную часть компрессора под воздействием вращающихся лопаток. Струйные компрессоры работают по принципу струйных насосов.

По конструктивным особенностям различают компрессоры поршневые, винтовые, пластинчатые, ротационные и др., основанные на объемном принципе действия. В лопаточных компрессорах, к которым относятся радиальные, осевые и вихревые, использован динамический принцип действия.

В судовых холодильных установках наибольшее распространение получили компрессоры поршневые, винтовые и ротационные (рис. 2.1).

По конструктивным признакам компрессоры классифицируют на компрессоры простого и двойного действия (рис. 2.1, а, б), по числу цилиндров - на одно- и многоцилиндровые. В зависимости от направления движения паров хладагента в цилиндре компрессоры разделяют на непрямоточные и прямоточные (рис. 2.1,0, г), по расположению цилиндров - на горизонтальные, вертикальные, с V-образным и W-образным расположением цилиндров (рис. 2.1, е, ж). На судах применяются в основном компрессоры вертикальные и с V-образным и W-образным расположением цилиндров (угловые).

В компрессорах двойного действия (см. рис. 2.1,6) сжатие паров хладагента обычно осуществляется в полостях с обеих сторон поршня. В компрессорах простого действия (см. рис. 2.1, а) пары сжимаются только с одной стороны поршня, другая полость цилиндра сообщается с картером компрессора.

В прямоточных компрессорах (см. рис. 2.1, г) пары в цилиндре движутся в одном направлении в течение всего цикла. Всасывающий клапан размещается в днище поршня, нагнетательный - в крышке цилиндра. В непрямоточных компрессорах (см. рис. 2.1, в) движение пара совпадает с направлением движения поршня.

Двухступенчатые поршневые компрессоры судового типа чаще всего выпускают в однокорпусном исполнении, как показано на (рис. 2.1, г, 6) где низкая ступень НС, высокая ступень ВС. Диаметр цилиндра высокой ступени меньше диаметра цилиндра низкой ступени (см. рис. 2.1, д). В другом варианте (см. рис. 2.1, е, ж) двухступенчатый компрессор имеет одинаковые размеры цилиндров низкой и высокой ступени, но количество цилиндров, работающих в низкой ступени, больше (3:1, 6:2 и т. д.).

Если компрессор приводится в действие от отдельного электродвигателя с помощью клиноременной передачи или непосредственно от вала электродвигателя через муфту (рис. 2.1,з), то при таком исполнении устанавливают сальник коленчатого вала в месте выхода его из картера. Сальник является слабым звеном компрессора, поэтому выпускают компрессоры бессальниковые (рис. 2.1, и) и герметичные (рис. 2.1, к). Отсутствие сальника повышает надежность работы компрессора.

При работе компрессора необходимо учитывать следующее. Он работает в широком диапазоне изменения давлений в конденсаторе и испарителе; хладагент, взаимодействуя со смазочным маслом, нередко изменяет его свойства. Всасываемый пар может иметь низкую температуру. Утечки хладагента из компрессора в атмосферу, как и подсос воздуха в компрессор, недопустимы. При конструировании компрессоров необходимо учитывать химические и физические свойства хладагента. Так, в аммиачных холодильных машинах нельзя использовать медь и его сплавы.

К компрессорам предъявляются следующие требования: высокая надежность, достаточный моторесурс деталей и узлов компрессора, высокая энергетическая эффективность, полная автоматизация работы компрессора, высокая степень унификации деталей и узлов компрессора, использование прогрессивной технологии при изготовление и ремонте, низкий уровень шума и механической вибрации.

4-5.2 Общие сведения об узлах и деталях поршневых компрессоров

Поршневой компрессор в основном состоит из рабочего цилиндра и поршня, имеет всасывающий и нагнетательный клапаны, расположенные обычно в крышке цилиндра. Для сообщения поршню возвратно-поступательного движения в большинстве поршневых компрессоров используется кривошипно-шатунный, механизм с коленчатым валом. Как показано на рис. 2.1, поршневые компрессоры бывают с различным числом и разнообразным расположением цилиндров, ординарного и двойного действия, а также одноступенчатого и двухступенчатого сжатия. Работа поршневого компрессора заключается в следующем. При вращении коленчатого вала соединенный с ним шатун сообщает поршню возвратно-поступательное движение. При этом в цилиндре, когда поршень движется к нижней мертвой точке, снижается давление и хладагент через всасывающий клапан поступает в цилиндр. При обратном ходе поршня пары хладагента сжимаются, а затем, когда давление паров в цилиндре будет больше давления в нагнетательном патрубке, пар холодильного агента открывает нагнетательный клапан и поступает в нагнетательный трубопровод. При сжатии пара его температура повышается, поэтому цилиндр охлаждается или водой, поступающей в охлаждающую рубашку цилиндра (аммиачные компрессоры), или воздухом. В последнем случае цилиндры снаружи делаются ребристыми. Производительность компрессора регулируют различными способами (изменением частоты вращения коленчатого вала, отключением отдельных цилиндров из работы путем отжима всасывающего клапана, меняя время работы компрессора (пуском-остановкой) и др.).

На рис. 2.2 показана схема 8-цилиндрового компрессора с 4-рядным расположением цилиндров. На каждой шейке коленчатого вала закреплены четыре шатуна 12. Коленчатый вал 10 расположен на двух опорах с подшипниками скольжения, что создает большую компактность его по сравнению с компрессором, в котором использованы подшипники качения.

На рисунке полностью показаны по одному шатуну на каждой шейке, а также сечения остальных.

Рассмотрим узлы и детали компрессоров.

Картер (блок-картер). Он является неподвижной деталью, обычно коробчатого сечения, служит опорой для рабочих деталей и защищает компрессор от загрязнения. В нем расположен кривошипно-шатунный механизм, закреплены цилиндры и вспомогательные узлы компрессора. Эти узлы воспринимают силы, возникающие при сжатии паров хладагента, и передают на фундамент вес компрессора, крутящий момент, неуравновешенные силы и силы инерции движущихся масс. Картер и цилиндры компрессора могут иметь вид отдельных узлов, причем цилиндры крепятся к картеру с помощью шпилек. В этом случае, если блок цилиндров и картер составляет единую деталь (блок-картер), цилиндровые втулки вставляют в гнезда отливки. Втулка цилиндра имеет два посадочных пояса (вверху и внизу детали) (рис. 2.3). Диаметр (D_H) нижнего пояса 1, как правило, меньше диаметра (D_в) верхнего пояса 2, чтобы нижний конец втулки можно было свободно ввести через верхнее отверстие блок-картера.

Для осмотра деталей и выполнения ремонтных работ в картере предусмотрены боковые проемы 4, закрываемые крышками. Передний проем служит для выемки коленчатого вала.

Картеры и блок-картера находятся в период работы под давлением паров хладагента. Это давление при работе компрессора, как правило, не превышает 0,35 МПа. Одна ко при неработающем компрессоре вследствие неплотного прилеганияе рабочих клапанов давление в картере может сравняться с давлением в конденсаторе. Картеры блок-картеры отливаются из серого чугуна, однако есть примеры их изготовления из сварной стальной конструкции.

Цилиндровые втулки. При вертикальном и угловом расположение в нижней части они сообщаются с картером компрессора, а сверху закрываются двумя крышками - наружной и внутренней. Во фреоновых компрессорах внутренняя крышка жестко закреплена между цилиндром и наружной крышкой. В аммиачных компрессорах внутренняя крышка служит защитным устройством от гидравлических ударов.

В верхней части цилиндры аммиачных и фреоновых (для R22) компрессоров имеют водяную охлаждающую рубашку. Компрессоры, работающие на R12, имеют на цилиндрах ребра для охлаждения воздухом.

Отсутствие водяной рубашки объясняется тем, что R12 в конце сжатия в компрессоре имеет более низкую температуру перегрева, чем аммиак.

В компрессорах блок-картерной конструкции применяют сменные втулки, отлитые из перлитного чугуна (см. рис. 2.3).

Кривошипно-шатунный механизм. Он состоит из поршня с кольцами, поршневого пальца, шатуна и коленчатого вала.

В вертикальных и угловых прямоточных компрессорах применяют тронковые проходные поршни, в непрямоточных - облегченные непроходные (рис. 2.4, а). Тронковый проходной поршень прямоточного аммиачного компрессора (рис. 2.4, б) представляет собой чугунную полую конструкцию удлиненной формы. В верхней части поршня 2 крепится всасывающий клапан 1. В поршне имеются окна и каналы, по которым пары хладагента из всасывающего трубопровода поступают к всасывающему клапану. Всасывающая полость отделяется от картера перегородкой в поршне. Поршень соединяется с шатуном с помощью поршневого пальца 4, осевое перемещение которого ограничено пружинными кольцами 5. На поверхности поршня (вверху и внизу) имеются канавки для уплотнительных 3 и маслосъемных 6 колец. Поршни отливают из чугуна или из алюминиевых сплавов.

Уплотнительные кольца служат для уплотнения между поршнем и стенками цилиндра (рис. 2.4, г), а маслосъемные кольца - для удаления избытка масла со стенок цилиндра. Маслосъемное кольцо (рис. 2.4, в) на наружной поверхности имеет скос, образующий конусную поверхность. Кольцо устанавливают на поршень конусом вверх.

При движении поршня вверх между кольцом и стенкой цилиндра создается масляный клин, отжимающий кольцо в канавку поршня.

Благодаря этому масло пропускается вниз. Часто маслосъемные кольца делают с вырезами. Чтобы не было препятствия для сжатия кольца, в канавке поршня сверлят отверстия для сообщения ее с внутренней частью поршня. При движении поршня вниз масло снимается, часть масла собирается в канавке под кольцом и через отверстия в поршне стекает внутрь поршня, а затем в картер.

Большинство вертикальных компрессоров имеют 2-3 уплотнительных кольца и 2 маслосъемных кольца.

Поршневые кольца изготовляют, как правило, из чугуна. Они являются одной из ответственных деталей поршневой машины. Пропуски паров хладагента через поршневые кольца снижают эффективность работы компрессора. Надетое на поршень кольцо должно утопать в канавке, а замки колец следует смещать один относительно другого примерно на 90°. Это обеспечивает лучшую их работу. Замки колец в рабочем состоянии должны иметь зазоры во избежание заклинивания колец и задира зеркала цилиндра.

Для лучшего уплотнения и уменьшения износа цилиндра поршневые кольца иногда изготовляют с неметаллической вставкой.

Шатун (рис. 2.5) передает усилие от коленчатого вала к поршню и служит основным звеном npeo6разования вращательного движения коленчатого вала в возвратно-поступательное движение поршня. В верхнюю головку шатуна 2 вставляется бронзовая втулка, которая является подшипником поршневого пальца. Стержень шатуна 3 в большинстве случаев изготовляется из стали двутаврового сечения. Нижняя разъемная головка шатуна 5 служит для соединения с коленчатым валом. В нижнюю головку вставляют вкладыши 6, залитые антифрикционным сплавом. Крепление нижней головки шатуна в кривошипных шейках коленчатого вала производится шатунными болтами 4.

Коленчатый вал (рис. 2.6) устанавливают коренными шейками 1, 4 на коренные подшипники, расположенные в блок-картере. Коренные шейки щеками 3 соединены с шатунными шейками 2. Для уравновешивания сил инерции к щекам коленчатых валов крепятся противовесы. К коленчатому валу снаружи хвостовик 5 закрепляют маховик, который одновременно выполняет роль полумуфты или шкива для клиноременной передачи. На шатунных шейках валов крепят шатуны.

В зависимости от конструкции компрессора на одной шатунной шейке могут быть закреплены один или несколько шатунов. Валы изготавливают ковкой или штамповкой из углеродистых сталей с последующей механической и термической обработкой, с принудительной смазочной системой у коренных и шатунных подшипников, по оси валов и в Щеках делают каналы, по которым масло от насоса подается к подшипникам.

Уплотнение вала. Картер компрессора находится под давлением хладагента, поэтому коленчатый вал в месте выхода из картера уплотняется с помощью сальника с кольцами трения.

Большое распространение для уплотнения вала компрессора получили пружинные сальники с кольцами трения и масляным затвором. Если диаметр вала не превышает 50 мм, то сальник выполняют с одной центральной пружиной, при большем диаметре вала обычно устанавливают несколько пружин, заключенных в сепараторе (рис. 2.7). В качестве трущейся пары в сальниках применяют высокооловянистую фосфористую бронзу и цементируемую закаленную сталь.

Подвижные кольца 2 сальника стальные, уплотняются по валу резиновыми кольцами 6, стойкими к фреону, аммиаку и маслу. Этими же кольцами достигается уплотнение по поверхности вала. В неподвижные кольца 1 впрессованы графитовые вставки. Подвижные кольца 2 с помощью пружин 10 прижимаются к неподвижным - графитовым. Эти трущиеся пары колец и образуют уплотнительные пояски. Для смазки трущихся поверхностей и для создания масляного гидравлического затвора в пространство между наружной крышкой 3 и промежуточной крышкой 11 подается масло от насоса. Из сальника масло отводится по сверлению а в валу. Манжета 5 служит для улавливания контрольной утечки масла из сальника и предотвращает разбрызгивание масла по валу и маховику.

Клапаны компрессора. В компрессорах применяют самодействующие клапаны. Они должны легко открываться и оказывать незначительное сопротивление при проходе паров хладагента, своевременно и плотно закрываться. Открываются клапаны под давлением паров хладагента. Нагнетательный клапан, преодолевая усилие пружины клапана, начинает открываться, когда давление в цилиндре будет выше, чем в нагнетательной полости. Сходные явления происходят и во всасывающем клапане. Он открывается, когда давление в цилиндре будет ниже, чем во всасывающей полости компрессора.

По-разному расположены клапаны в цилиндре. В прямоточных компрессорах всасывающие клапаны изготовляют без пружины (рис. 2.8, а), размещают их в верхней части поршня. В современных компрессорах применяются кольцевые пластинчатые клапаны. Основными частями кольцевого нагнетательного клапана (см. рис. 2.8) являются седло 1, ограничитель подъема 2 (розетка), пружина 8 и пластинка 3. Пружина 8 (рис. 2.8, б, в) прижимает пластинку 3 к седлу 6 и этим перекрывает проходное сечение клапана. Розетки 2, 7 ограничивают подъем пластин и обеспечивают направление их при подъеме и опускании. Отверстия для выхода пара расположены в розетке по окружности между пластинами. Кроме того, в розетке имеются небольшие отверстия, расположенные против пластин, которые препятствуют "прилипанию" пластин к ограничителям подъема.

Пластины кольцевых клапанов изготовляют толщиной 1,5-2 мм из специальной хромированной стали. Высота подъема пластины клапана обычно 1-2 мм. Скорость пара при проходе клапанных отверстий изменяется в широких пределах и составляет для аммиачных компрессоров 25-30, для фреоновых - 20-35 м/с.

Наряду с кольцевыми пластинчатыми клапанами используются также ленточные самопружинящие (рис. 2.9). Седло и направляющая клапана 5 имеют расположенные рядом отверстия для прохода пара. В некоторых случаях вместо отверстий делают продольные пазы. Ленточная пластина, перекрывая отверстия для прохода пара. Под действием разности давлений пара лента выгибается в сторону направляющей и создает продольные щели для прохода хладагента. Ленточные пластины изготовляют из легированной стали. Большое проходное сечение и простота конструкции являются достоинствами ленточных клапанов.

Предохранительный клапан компрессора. Он служит для защиты компрессора от разрушения при чрезмерном повышении давления со стороны нагнетания. На рис. 2. показан наперстковый предохранительный клапан, в котором уплотнение производится с помощью резинового кольца, стойкого при взаимодействии с маслом и холодильным агентом. В некоторых компрессорах вместо пружинного предохранительного клапана устанавливают ломающуюся чугунную пластину, которая при превышении разности давления ломается. Как видно из (рис. 2.10), регулировку открытия предохранительного клапана производят, изменяя силу пружины. Отрегулированный клапан пломбируют, а дату регулировки записывают в формуляр компрессора.

Смазочная система компрессора. Смазка может быть принудительная (под давлением насоса) и разбрызгиванием. Первую осуществляют от шестеренного или плунжерного насоса. Наиболее надежен насос, работающий под заливом масла. Привод насоса осуществляют от коленчатого вала непосредственно с помощью зубчатой передачи или эксцентрика.

На всасывающей линии насоса устанавливают сетчатый фильтр грубой очистки (сетку располагают на высоте 10-15 мм от дна картера; число ячеек сетки фильтра 150-300 на 1 см²). На нагнетательной линии насоса в средних и крупных компрессорах устанавливают щелевые пластинчатые или сетчатые фильтры тонкой очистки. Щелевой фильтр снабжен пружинным предохранительным клапаном. При загрязнении фильтра, приводящем к резкому повышению давления масла, клапан открывается и перепускает масло в картер компрессора. Давление масла регулируется специальным перепускным клапаном, сбрасывающим масло из нагнетательного трубопровода в картер. Обычно давление масла поддерживается на 0,06-0,2 МПа выше, чем в картере. Если давление масла будет слишком велико, то увеличится унос масла из компрессора. При использовании коренных подшипников скольжения к ним обычно подводится все масло, подаваемое насосом, которое затем по масляным каналам коленчатого вала поступает к подшипникам шатунов и к сальнику. Если вал опирается на подшипники качения, то масло подводится к сальнику, из которого по сверлениям вала оно поступает к другим деталям компрессора. Зеркало цилиндров в бескрейцкопфных компрессорах смазывается маслом, стекающим из подшипников коленчатого вала методом разбрызгивания. В небольших компрессорах смазка производится, как правило, разбрызгиванием.

В судовых компрессорах часто применяют водяное охлаждение масла. Охлаждающее устройство в виде змеевика монтируют непосредственно в масляной ванне картера компрессора или выносят в виде специального теплообменника.

На рис. 2.11 приведена схема смазочной системы аммиачного компрессора с коренными подшипниками качения. Масло от насоса 2 через фильтр тонкой очистки 7 с предохранительным клапаном 6 подводится к сальнику 3, по сверлениям в коленчатом валу подается к кривошипным и головным подшипникам шатунов. Давление масла после фильтра перед подачей к местам смазки контролируют по манометру 4. На компрессоре имеется манометр 5, показывающий давление в картере. По разности давлений масла (в картере и после фильтра) судят о работе масляного насоса. Масляный насос приводится в действие от коленчатого вала через систему шестерен, масло всасывается из картера через фильтр грубой очистки 1.

4-5.3. Рабочий процесс в поршневом компрессоре

На рис. 2.1, 2.2 и 2.3 показаны схемы и принцип работы поршневых компрессоров. Рабочий процесс в цилиндре поршневого компрессора принято изображать в виде индикаторной диаграммы (рис. 2.12) По оси абсцисс откладывают ход поршня в выбранном масштабе по оси ординат - давление паров в цилиндре компрессора, штриховой линией представлен теоретический процесс компрессора, сплошной - действительный, который можно получить при снятии диаграммы с работающего отрегулированного компрессора.

В теоретическом (идеальном) компрессоре нет вредного пространства, гидравлических сопротивлений во всасывающем и нагнетательном клапанах компрессора, перетечек паров холодильного агента через неплотности. В нем отсутствует трение между движущимися частями компрессора и нет теплообмена между хладагентом и стенками рабочих полостей компрессора. При работе реального компрессора поршень не подходит к крышке цилиндра. Между поршнем при его верхнем (крайнем) положении и крышкой цилиндра имеется зазор, который называется линейным мертвым пространством. Для вертикальных и угловых компрессоров он равен 0,5-1,2 мм. Линейный зазор создается для того, чтобы во время работы исключить возможность ударов поршня о крышку цилиндра при расширении газа кривошипно-шатунного механизма от нагревания. Объем мертвого пространства, в который включают, и объем выемок в клапанах, выражают в процентах от рабочего объема цилиндра (обычно 3-7%).

Наличие мертвого пространства приводит к значительным объемным потерям. Процесс выталкивания сжатых паров из цилиндра компрессора заканчивается в точке 3, после чего при обратном движении поршня расширяется сжатый пар, оставшийся в мертвом пространстве (линия 3-4). Всасывание пара начинается только в состоянии, определяемом точкой 4. Расширение пара из мертвого пространства приводит к неполному использованию рабочего объема цилиндра: часть его, измеряемую отрезком С₁, занимает пар. Объемные потери от расширения будут зависеть главным образом от объема вредного пространства V_o и отношения давлений P_к/P₀. При значительном возрастании этого отношения компрессор может иметь даже нулевую подачу, когда пар, расширяющийся из мертвого пространства, займет весь объем цилиндра.

Оценку работы компрессора ведут с помощью следующих показателей.

Коэффициент подачи поршневого компрессора. Потери рабочего объема цилиндра от расширения мертвого пространства - коэффициент объемных потерь λ_о - с достаточной точностью (без учета депрессий в клапанах) определяются отношением V₁/V_ц (см. рис. 2.12).

Всасывание пара в компрессор и нагнетание в конденсатор происходят через самодействующие клапаны. Они открываются не с помощью распределительного валика с кулачками, как у двигателей внутреннего сгорания, а под действием разности давлений пара хладагента. Поэтому в действительном процессе всасывание (линия 4-1) протекает при давлении более низком, чем в испарителе, а нагнетание (линия 2-3) - при более высоком давлении, чем в конденсаторе. Понижение давления в цилиндре при всасывании вызывает дополнительные объемные потери в компрессоре, так как при этом увеличивается удельный объем всасываемого в цилиндр пара и уменьшается масса пара. При движении поршня в обратную сторону (линия 1-1′) часть хода поршня (часть объема цилиндра) используется на доведение давления в цилиндре до давления во всасывающем патрубке компрессора р_о. Эта потеря на диаграмме выражена отрезком с₂. Величина потери с₂ будет возрастать при увеличении ∆р_о. Увеличение ∆р_о возможно при уменьшении хода (подъема) клапанной пластины или при нерациональном увеличении силы, прижимающей клапан пружины. Коэффициент объемных потерь при дросселировании пара во всасывающем клапане компрессора λ_др может быть определен отношением

λ_др=V₁/(V₁+V_c2)

Дросселирование пара в нагнетательном клапане также вызывает объемные потери, хотя и в меньшей степени, чем дросселирование пара во всасывающем клапане. Значение рассмотренных потерь видно на индикаторной диаграмме.

В компрессоре имеются еще потери, которые нельзя показать на индикаторной диаграмме. К ним относятся, прежде всего, потери от теплообмена в цилиндре. При работе компрессора стенки цилиндра нагреваются, поэтому холодильный агент при всасывании подогревается от стенок цилиндра и расширяется, что приводит к увеличению удельного объема и к уменьшению массы хладагента, поступающего в цилиндр. Потери от теплообмена увеличиваются при всасывании влажного пара. В этом случае капельки жидкости при попадании на нагретые стенки цилиндра превращаются в пар и занимают часть полезного объема цилиндра. Для уменьшения потерь при теплообмене предусматривается охлаждение цилиндра компрессора водой или воздухом. В компрессорах простого действия нагревается только верхняя часть цилиндра.

Потери от подогрева определяются коэффициентом подогрева λ_т с достаточной точностью коэффициент подогрева определяется отношением

λ_т=T_o/T

где Т_о - температура кипения холодильного агента в испарителе холодильной машины, К;

Т - температура конденсации, К.

Теплообмен между всасываемым паром и стенками цилиндра вызывает не только объемные, но и энергетические потери, которые будут рассмотрены ниже.

В компрессоре возможны неплотности в клапанах и поршневых кольцах, вследствие чего хладагент перетекает из нагнетательной стороны во всасывающую, что, в свою очередь, снижает производительность компрессора. Эти объемные потери обозначаются коэффициентом плотности λ_пл, значения которого обычно составляет 0,96-0,98.

Все объемные потери (расширение пара из мертвого пространства, падение давления в клапанах, подогрев пара и потери через неплотности) в компрессоре учитываются с помощью коэффициента подачи λ, который определяется отношением объема пара V_o, действительно засасываемого компрессором, к объему пара V_K, который мог бы засосать при отсутствии потерь, т. е. λ=V_o/V_K.

Коэффициент подачи компрессора зависит от отношения давления р_к/р_о, свойств хладагента и особенностей конструкции компрессор. Поэтому значения коэффициент подачи приводятся с указанием хладагента и типа компрессора в виде графика в зависимости от отношения давлений (рис. 2.13). Как видно из графика, с увеличением отношения р_к/р_о коэффициент подачи уменьшается, а при р_к/р_о›8 использование компрессора одноступенчатого сжатия становится нерациональным, так как коэффициент подачи имеет очень небольшое значение.

Исходя из объема пара, всасываемого компрессором, можно определить действительную npoизводительность

V = V_k*λ

Как было рассмотрено ран при всасывании 1 м³ пара хладагента холодопроизводительность имеет определенное значение для заданого режима работы и хладагента и называется объемной холодопроизводительностью. Следовательно, если компрессор всасывает течение 1 с объем V, м³, холопроизводительность

Рис. 2.13. Коэффициент подачи компрессора: сплошная линия – для аммиачных компрессоров; пунктирная – для компрессоров, работающех на фреоне – 22.

1 м³ хладагента равна g_v, кДж/м³, то холодопроизводительность компрессора Q_o, кВт, можно определить по формуле Q_o =V_kλq_v.

Объем V_K, м³/с, описываемый поршнями компрессора, можно рассчитать в зависимости от характеристики компрессора. Для компрессора простого действия

V_k=(πD²_ц/4)*snz

где D²_ц- диаметр цилиндра;

(πD²_ц/4)- площадь поперечного сечения цилиндра, м²;

s - ход поршня (равен двум радиусам кривошипа коленчатого вала), м;

n - частота вращения вала компрессора, с^-1;

z - число цилиндров компрессора, шт.

Для одного и того же компрессора при постоянной частоте вращения величина V_K является постоянной. Часто рабочий объем компрессора выражают в кубических метрах на час.

Объемная холодопроизводительность q_v и коэффициент подачи зависят от свойств хладагента и условий работы холодильной машины.

Объемная холодопроизводительность

q_v=q_o/v₁=i₁-i₄/v₁

где v₁- удельный объем, соответствующий состоянию пара, выходящего из испарителя;

i₁ - энтальпия, соответствующая состоянию пара, выходящего из испарителя;

i₄ - энтальпия жидкого хладагента перед регулирующим вентилем.

С понижением t_o объемная холодопроизводительность q_y уменьшается, так как удельный объем, пара v₁, засасываемого компрессором, со снижением температуры (соответственно и давления) резко увеличивается, в то время как удельная массовая холодопроизводительность при этом почти не изменяется. С понижением температуры переохлаждения t_н объемная холодопроизводительность q_v увеличивается, так как возрастает значение массовой холодопроизводительности q_o.

Таким образом, холодильная машина с одним и тем же компрессором при разных температурах t₀ и t_H имеет разную холодопроизводительность.

При осуществлении действительного процесса в цилиндре компрессора расходуется больше работы, чем это требуется теоретически, т. е. в компрессоре имеются энергетические потери. Особенно сильное влияние на величину энергетических потерь оказывает теплообмен между всасываемыми парами хладагента и стенками цилиндра. Физическая природа этих потерь заключается в том, что при подогреве всасываемых паров увеличивается их удельный объем, и цилиндр компрессора заполняется меньшим массовым количеством паров холодильного агента. Затрата работы определяется площадью диаграммы (см. рис. 2.12), которая мало изменяется при изменении удельного объема паров. В результате этого удельная затрата работы на сжатие 1 кг хладагента возрастает. Энергетические затраты от дроссельных потерь в клапанах хорошо видны на индикаторной диаграмме (см. рис. 2.12) в виде избыточных площадей над линией p_к и под линией р₀. Вредное пространство цилиндра существенного влияния на энергетические потери не оказывает. Увеличение действительной затраты работы в цилиндре компрессора для сжатия хладагента по сравнению с теоретической, т. е. энергетические потери в цилиндре компрессора, учитывают с помощью индикаторного к.п.д., который представляет собой отношение индикаторной мощности теоретического цикла компрессора к индикаторной мощности действительного цикла компрессора η_i=N_т/N_i, отсюда величина индикаторной мощности N_i=N_т/η_i (η_i зависит от режима работы компрессора). Значения η_i - приводят в виде графиков на рис, 2.14, а, б.

При охлаждении цилиндров энергетические потери уменьшаются, особенно в аммиачных компрессорах, в которых перегрев пара при сжатии больше, чем во фреоновых компрессорах.

Во фреоновых машинах энергетические потери снижаются в случае применения регенеративного теплообмена. Пары из испарителя, поступая в теплообменник, осушаются и перегреваются, в результате чегс теплообмен между перегретыми всасываемыми парами и стенками цилиндра происходит хуже, чем при всасывании влажного или слегка перегретого пара.

Кроме того, во фреоновой машине вместе с парами хладагента в компрессор попадают капельки масла, которые насыщены фреоном. При попадании их на горячую поверхность цилиндра происходит вскипание этого фреона, что резко увеличивает индикаторные энергетические потери. При использовании регенеративного теплообменника фреон доиспаряется и возгоняется из капелек масла вследствие нагрева, что приводит к увеличению λ и уменьшению индикаторных потерь. На рис. 2.14, б показан график изменения η_i для фреоновых компрессоров малой производительности.

С достаточной точностью для фреоновых компрессоров можно вычислить:

η_i = λ_т + 0,0025t_o(T_o/T)+ 0,0025t_o

(t_o= T_o - 273),

где Т_о - температура кипения фреона в испарителе, К;

Т-температура конденсации, К.

Например, t_o= - 15°С; t_k= +27°С, тогда

η_i= 258/300+0,0025 (258-273)=0.86-0,0375=0,82

Таким образом, индикаторные потери в компрессоре происходят в результате подогрева пара хладагента в цилиндре, дросселирования пара в клапанах и возможных неплотностей в поршневых кольцах и клапанах. Потери мощности в компрессоре происходят не только в цилиндре (индикаторные потери), но и в механизме движения компрессора из-за трения. Поэтому полная мощность на валу компрессора должна быть больше на значение данных потерь, которые учитываются механическим к.п.д. компрессора η_мех , представляющим отношение индикаторной мощности N_i, к мощности эффективной N_e:

η_мех=N_i/N_e

Коэффициент η_мех в отличие от коэффициента η_i, незначительно за­висит от температурных условий ра­боты машины. Потери на трение определяются типом, размером, кон­струкцией смазочной системы ком­прессора. Механический к.п.д. ре­жима работы компрессора в среднем равен 0,9.

Полная мощность, необходимая для привода компрессора,

N_пр=N_e/η_пр=N_i/η_iη_мехη_пер

где η_пр — к.п.д. привода (можно при­нять 0,96—0,98).

4-5.4. Конструкции поршневых компрессоров

На судах типов «Атлантика, «Тропик», «Каспий» (постройки быв­шей ГДР) установлены следующие компрессоры: 1V4/120-1; 1V4/120-2; 1V4/200-1; марка, например, для компрессора 1V8/200-2 означает: 1 — типовой ряд, V-образный, 8 — 8-цилиндровый; 200 — диаметр ци­линдра (мм); 2 — двухступенчатое сжатие.

Компрессор 1V8/200-2 показан на рис. 2.15. Компрессор аммиачный 8-цилиндровый, непрямоточный, диа­метр цилиндров 200 мм, ход поршня 150 мм, работает по схеме двух­ступенчатого сжатия: шесть цилинд­ров — низкая ступень, два цилинд­ра — высокая ступень. Холодопроизводительность компрессора при ра­бочих условиях (t_o=-42°С, t_K= 34°С и частота вращения n= 725 мин^-1) достигает 146 кВт. Мощность электродвигателя 104 кВт. В картер первоначально заливается 170 кг масла. Масса компрессора 5235 кг.

С двух торцов блок-картера ком­прессора имеются боковые крышки, на приводной стороне — передняя крышка 5 с сальником 8 для уплот­нения вала. Задняя крышка 26 кар­тера выпуклая, в ней помещен шестеренчатый масляный насос 25 для смазки компрессора. На боко­вых сторонах картера размещаются проемы с крышками, через которые можно иметь доступ к корончатым гайкам цилиндровых втулок и к глав­ной камере картера.

Втулки 35 изготовлены из спе­циального чугуна. Зеркало цилинд­ра тщательно обрабатывают хонингованием. Втулка вставляется сверху в седло. Упором служит буртик втулки, который имеет канал для прохода паров аммиака из камеры всасывания к всасывающему кла­пану. Втулка в верхней части уплот­няется в головке цилиндра с по­мощью алюминиевой прокладки тол­щиной 2 мм. В нижней части ци­линдра между всасывающей каме­рой и пространством картера вкла­дывается уплотняющее резиновое кольцо, которое прижимается к по­верхности фланцевого выступа ци­линдра. Цилиндровая втулка снизу, через окно картера, прикрепляется к нему с помощью корончатой гайки. Корончатая гайка навинчивается на кольцевой нарезанный выступ втулки. Гайка завинчивается с по­мощью специального ключа.

Блок-картер 1 компрессора (см. рис. 2.15) разделен по высоте на три камеры. В нижней камере на­ходятся смазочное масло и переда­точный механизм. Над этой камерой расположена всасывающая камера и над последней — нагнетательная. Камеры разделены между собой чугунными перегородками. Камера сжатия имеет крышку 28, которая дает доступ к цилиндру. Во внутрен­ней крышке цилиндра размещают­ся всасывающие 30 и нагнетатель­ные 29 клапаны.

Внутренняя крышка прижата к притертой торцовой поверхности втулки буферной пружиной. Голов­ки цилиндров каждого ряда закры­ты алюминиевой рубашкой 27, ко­торая обеспечивает водяное охлаждение

Цилиндровых крышек компрессора. Всасываемые пары аммиака омывают втулки цилиндров 35, обеспечивая их охлаждение.

Всасывающий и нагнетательный патрубки низкой ступени компрессора находятся со стороны задней крышки, патрубки высокой ступени - со стороны привода. Для регулирования давления картер соединен со всасывающей стороной низкой ступени компрессора. Особенностью компрессора 1V8/200-2 является возврат масла из камеры нагнетания в картер компрессора. Для этой цели с двух сторон каждого ряда цилиндров камера нагнетания соединяется с помощью трубок 18 с поплавковыми регулирующими вентилями 11 высокого давления. Они размещены внутри картера и осуществляют возврат масла из полости нагнетания, не пропуская сжатые пары аммиака в смазочную систему.

Компрессор имеет два байпасных вентиля 4 и 2 на каждую ступень сжатия, которые служат для уменьшения пусковой нагрузки. Байпасное устройство установлено в кожухе предохранительного клапана. Предохранительные клапаны срабатывают при разности давлений: 1,3 МПа - для ступени высокого давления, 0,8 МПа для ступени низкого давления.

Коленчатый вал имеет четыре кривошипные шейки 13, каждая из которых соединяется с двумя шатунами 15. Вал опирается на пять подшипников скольжения. Промежуточная опорная шейка, ближайшая к сальнику, снабжена буртиками, благодаря которым предотвращается осевое смещение, остальные шейки имеют осевой зазор (0,5 мм). Вращение вала левое (со стороны привода). Демонтаж коленчатого вала возможен только после снятия противовесов.

Поршень 32 компрессора выполнен из алюминиевого сплава, в верхней части он имеет два уплотнительных кольца 31 с неметаллическими вставками и одно маслосъемное кольцо 34. Клапаны 30 и 29 компрессора - кольцевой пластинчатой конструкции (рис. 2.16).

Вал уплотняется сальником с двумя подвижными кольцами 4, 14 (рис. 2.17). Пружина 2 сальника входит в нажимные кольца 1 и 3, которые соединены между собой поводковыми винтами. Заднее кольцо 3 упирается в уплотнительное кольцо 5 из специальной резины и затем в подвижное стальное кольцо 4, которое опирается на баббитовый буртик коренного подшипника и уплотняет при этом камеру сальника. Эксцентричная поверхность переднего подвижного кольца 14 прижимается к крышке камеры сальника и уплотняет ее, что предотвращает утечку масла и аммиака наружу. Кольцевые резиновые прокладки 11 плотно оттягивают вал и предотвращают утечку аммиака на поверхность вала. В камеру сальника подается масло от насоса. Температура масла контролируется с помощью термометра, ее значение не должно превышать 65°С.

Смазка компрессора принудительная при помощи шестеренного насоса, который установлен на уровне масла в картере и приводится в действие от коленчатого вала с помощью зубчатой передачи. Насос всасывает масло через фильтр грубой очистки из охладителя 17 (см. рис. 2.15), после насоса масло проходит через пластинчатый фильтр 20 тонкой очистки и подводится к заднему коренному подшипнику. Часть масла отводится в камеру сальника и по сверлениям коленчатого вала поступает к коренным и кривошипным подшипникам. От кривошипных подшипников масло по сверлениям в шатунах поступает к головным подшипникам, после чего стекает в картер компрессора, смазывая зеркало цилиндровых втулок. Часть масла, нагнетаемого насосом в камеру сальника, перепускается с помощью регулирующего вентиля 7 в картер компрессора. При помощи этого вентиля регулируют давление масла, которое должно быть на 0,1-0,25 МПа выше давления в картере. Для автоматического контроля подачи масла компрессор имеет дифференциальное реле контроля смазки. Из картера масло стекает к охладителям. Часть масла с парами аммиака уносится в нагнетательную камеру, откуда отводится в картер с помощью поплавковых регулирующих вентилей 11.

Фреоновые компрессоры имеют много общего с аммиачными компрессорами. Так, давление в аппаратах при работе на аммиаке и на R22 примерно одинаковое. Объемные холодопроизводительности аммиака и R22 также равны. Вместе с тем компрессоры, работающие на R12, имеют некоторые особенности, обусловленные свойствами хладагента. Например, при одинаковой производительности цилиндры фреоновых машин больше, чем аммиачных. Это объясняется, как было рассмотрено выше, тем, что объемная холодопроизводительность фреона-12 примерно в 1,6 раза меньше, чем аммиака. Парообразный фреон при одинаковых температурах насыщения в 5-8 раз тяжелее аммиака; вязкость его тоже выше, поэтому скорость пара в трубопроводах меньше, чем скорость пара в аммиачных установках. Поэтому для уменьшения скорости движения фреона диаметры трубопроводов во фреоновых машинах увеличивают почти в 2 раза. Увеличивается также и площадь проходного сечения клапанов в компрессорах, работающих на фреоне.

Хладагент R12 и масло взаимно растворимы, что приводит к необходимости применять специальное масло. Количество фреона, которое может быть поглощено маслом в картере компрессора, зависит от давления и температуры, причем, чем ниже температура масла и чем больше давление, тем больше фреона в нем может раствориться. При соединении фреона с маслом вязкость его снижается. Поэтому стремятся поддерживать более высокую, но постоянную температуру в картере компрессора.

При эксплуатации фреонового компрессора нежелательно резко понижать давление всасывания, так как при этом в картере происходит бурное выделение фреона из масла и вспенивание последнего. Во время остановки компрессора температура масла в картере понижается, а давление увеличивается, что приводит к усиленному растворению фреона в масле и снижению его вязкости. Пуск компрессора сопровождается снижением давления в картере, особенно при пуске с закрытым всасывающем вентиле.

Эти обстоятельства заставляют иногда применять искусственный подогрев масла перед пуском, чтобы испарить фреон из масла и избежать вспенивания масла.

Во фреоновых компрессорах открытого типа слабым звеном компрессора является уплотнение вала, поэтому все шире внедряют бессальниковые и герметичные компрессоры. Фреоновый бессальниковый компрессор показан на рис. 2.18.

Электродвигатель размещен на одном валу с компрессором и закрыт кожухом, являющимся продолжением картера. Опасность утечки фреона исключается, обмотка электродвигателя охлаждается всасываемыми парами фреона. Двухопорный коленчатый, вал 12 на подшипниках качения обеспечивает равномерность зазора между ротором 3 и статором 4 встроенного электродвигателя. Ротор 3 расположен консольно для облегчения его монтажа и демонтажа. Уровень масла в картере должен быть не менее чем на 5 мм ниже зазора между ротором и статором, так как наличие масла в зазоре приводит к потере мощности и увеличению уноса масла из компрессора. Масло забирается из картера масляным насосом 7 через фильтр 6 и подается через фильтр тонкой очистки в камеру 8, откуда поступает в смазочные каналы вала.

На рис. 2.19 показан компрессор SMC6-100 датской фирмы "Саброе". Компрессор 3-рядный, 6-цилиндро-вый, непрямоточный, с водяным охлаждением крышек цилиндра. Диаметр цилиндра 100 мм, ход поршня 80 мм. Компрессор может работать как на R12, так и на R22. Коленчатый вал 2-опорный на подшипниках скольжения 23. На каждую шейку коленчатого вала закреплено по 3 шатуна от противоположных цилиндров. Коленчатый вал уплотняется сальником 9 с графитометаллическими кольцами. Полость всасывания в расположена между цилиндрами, а полость нагнетания г - в их крышках. У каждого цилиндра по одному кольцевому пластинчатому всасывающему клапану 12 и нагнетательному 17. Клапанная плита 15 с помощью винтов крепится к втулке 13 цилиндра. На плиту 15 опирается ложная крышка 16. Всасывающий клапан 12 расположен между втулкой цилиндра 13, которая служит седлом клапана, и клапанной плитой. Нагнетательный клапан 17 размещен между клапанной плитой (седло) и ложной крышкой 16, в которую упираются клапанные пружины 18. В ложной крышке 16 встроены буферные пружины 5. Применение ложной крышки 16 позволяет защитить компрессор от гидравлических ударов при попадании в цилиндр жидкого фреона или масла. При резком повышении давления в цилиндре ложная крышка, сжимая пружину, поднимается вместе с клапаном, образуется дополнительное проходное сечение для прохода жидкого фреона.

Смазка компрессора осуществляется шестеренным масляным насосом 22, который подает масло из картера через фильтр 20 в полость сальника 9, а из нее по сверлениям в валу - к шатунным шейкам и далее по шатунам - к поршневым пальцам. Цилиндропоршневая группа смазывается разбрызгиванием. Давление масла после насоса поддерживается на 0,25 МПа выше давления в картере с помощью перепускного клапана 8.

В компрессорах SMC6-100 предусмотрено изменение холодопроизводительности путем отжима всасывающего клапана.

4-5.5. Изменение холодопроизводительности поршневых компрессоров

В настоящее время большое распространение получили способы изменения холодопроизводительности компрессора путем пуска и остановки, а также с помощью отжима всасывающих клапанов. Первый способ не требует дополнительных устройств и является основным для компрессоров небольшой производительности.

Частые пуски и остановки компрессоров большой холодопроизводительности кроме нежелательной пульсации тока в электросети вызывают повышенный износ трущихся узлов компрессора. Усложняется схема автоматического управления и защиты, так как необходимо устанавливать дополнительные приборы и устройства для разгрузки компрессора на период пуска. Отжим всасывающих клапанов компрессоров с вертикальным и угловым расположением цилиндров возможен только при непрямоточной конструкции компрессора.

На рис. 2.20 показан электромагнитный клапан с внутренней и внешней катушками. Электромагнитный клапан работает следующим. При подачи тока в катушку 1 магнитное поле замыкается через пластину 3 кольцевого клапана и удерживает ее в верхнем отжатом положении. При этом полость цилиндра соединяется с полостью всасывания, обеспечивая перепуск пара (газа) при нагнетании из цилиндра обратно в полость всасывания. При отжатом положении пластины всасывающего клапана цилиндр не подает пары в нагнетательную сторону и холодопроизводительность компрессора снижается. Можно отжать пластины всасывающих клапанов всех цилиндров. В этом случае холодопроизводительность равна нулю. К нулевой производительности прибегают в период пуска компрессора с целью разгрузки компрессора. На рис. 2.21 видно, что площадь 2 на диаграмме значительно меньше площади 1 индикаторной диаграммы рабочего цикла.

Система электромагнитного воздействия на пластину всасывающего клапана по сравнению с гидравлической системой отжима пластины, не требуя дополнительных деталей, кроме катушки и диамагнитных приставок, отличается конструктивной простотой, обеспечивая при этом безынерционную работу клапана (продолжительность срабатывания электромагнита обычно не более 5-10 микросекунд - мкс).

Электромагнитное управление всасывающими клапанами позволяет в зависимости от требований технологического процесса осуществлять ступенчатое (т. е. с отсечкой на части хода сжатия) регулирование компрессора.

На рис. 2.22 показана схема изменения холодопроизводительности 6-цилиндрового компрессора SMC фирмы "Саброе" (Дания). Отжим пластин всасывающих клапанов цилиндров осуществляется гидросистемой. В качестве таковой используют смазочную систему компрессора. Масляный насос 2 подает масло в систему и одновременно в клапан 6. Если масло не поступает из клапана 6 в отжимной цилиндр 4, то пружину отводит шток отжимного устройства в правое положение. Пластины всасывающих клапанов этого ряда цилиндров находятся в отжатом состоянии. После остановки компрессора масляный насос не создает давления, поэтому все отжимные устройства всех рядов цилиндров создают полную разгрузку компрессора.

Перемещая поршень клапана 6, можно отключать 2, 4 и 6 цилиндров компрессора, изменяя холодопроизводительность со 100 до 33 и 66%, и обеспечивать нулевую производительность.

4-5.6. Винтовые компрессоры

Винтовые компрессоры, как и поршневые, относятся к типу компрессоров объемного принципа действия. Повышение давления пара в них достигается за счет уменьшения замкнутого объема, образуемого впадинами винтов и стенками корпуса. Винтовые компрессоры имеют преимущества перед поршневыми. В отличие от поршневых, у винтовых компрессоров нет всасывающих и нагнетательных клапанов, возвратно-поступательно движущихся частей. Коэффициент подачи у винтовых маслозаполненных компрессоров выше, чем у поршневых, а срок службы составляет не менее 40 тыс. ч. Винтовой компрессор можно использовать для сжатия любых холодильных агентов, не изменяя при этом конструкцию.

Принцип работы винтовых компрессоров известен более 100 лет, но начали использовать их в холодильной технике лишь в 40-х годах XX в. Возможность использования винтовых компрессоров в холодильной технике возникла в связи с применением компрессора маслозаполненного типа, когда в полость между винтами подается значительное количество масла. Оно (масло) предназначено для смазывания и уплотнения зазоров между рабочими частями компрессора.

На рис. 2.23, а показан момент всасывания, т. е. заполнение парами хладагента полостей; на рис. 2.23, б - момент разъединения полостей всасывающей стороной, т. е. происходит отсечка полостей роторов.

Подача циркулирующего масла производится в той части корпуса, когда полости между роторами уже не сообщаются с всасывающей стороной. По мере входа зуба ведомого ротора во впадину ведущего занимаемый хладагентом объем уменьшается. Процесс сжатия паров в парной полости продолжается до тех пор, пока все уменьшающийся объем не подойдет к кромке окна нагнетания. На рис. 2.23, в показан процесс сжатия. На рис. 2.23, г видно, что полость сжатого пара подошла к кромке окна нагнетания, процесс сжатия закончился, начинается процесс нагнетания.

На рис. 2.24 показана индикаторная диаграмма рабочего процесса.

Винтовой компрессор, работающий с циркуляционной смазочной системой, показан на рис. 2.25. Корпус компрессора 1 имеет один вертикальный разъем. В цилиндрических расточках корпуса находятся винты, ведущий 2 и ведомый 13. В качестве опорных подшипников 3 применены подшипники скольжения. Осевое усилие ротора воспринимает упорный подшипник 5. Для уменьшения этого усилия на ведущем роторе имеется разгрузочный поршень 4. Шестерни 6 и 7, закреп-

Рис. 2.24. Индикаторная ленные на валах ведущего и ведомого винтов, синхронизируют их вращение. У маслозаполненных винтовых компрессоров шестерни связи могут отсутствовать.

Роторы у винтовых компрессоров изготавливают стальными цельноковаными, зазор между ними меньше 1 мм, торцовый зазор со стороны нагнетания составляет 0,1 мм, со стороны всасывания - 0,5 мм, зазор между ротором и цилиндрической частью корпуса 0,25 мм, установочный зазор в подшипниках скольжения - 0,07-0,095 мм. Большую опасность для радиальных подшипников представляет работа компрессора в режиме так называемого влажного хода. Если объем засасываемого жидкого хладагента приближается к конечному объему рабочей полости, то резкое увеличение радиальной нагрузки приведет к задирам подшипников. Винтовые компрессоры комплектуются с маслоотделителем.

Холодопроизводительность винтового компрессора. В отличие от поршневых компрессоров с самодействующими клапанами показатели процесса сжатия пара хладагента зависят от расположения и размеров окна нагнетания. Давление внутреннего сжатия (см. рис. 2.24) может не совпадать с давлением нагнетания, которое устанавливается для данной машины в зависимости от температуры воды, охлаждающей конденсатор. Если p_i′<p₂ (в точке 3'), то происходит так называемое внегеометрическое

дожатие пара до давления нагнетания. Если p_i′>p₂ (в точке 3"), то происходят расширение сжатого в полостях роторов пара и падение давления. При работе компрессора на данных режимах наблюдается повышенный расход энергии. Значение этих потерь определяется площадью одного из заштрихованных треугольников.

Процессы всасывания, сжатия и выталкивания пара в винтовом компрессоре последовательно чередуются для каждой отдельно взятой парной полости. Непрерывная подача пара обеспечивается высокой скоростью перемещения полостей.

Теоретическая объемная производительность винтового компрессора - рабочий объем - равна сумме объемов полостей, т. е.

V_k=m₁f₁n₁l+m₂f₂n₂l

где m₁ и m₂ - число зубьев (заходов) ведущего и ведомого роторов, шт.;

f_1n, f_2n- площадь впадин между зубьями (в торцовой части) ведущего и ведомого роторов, м²;

n₁, n₂- частота вращения ведущего и ведомого роторов, с^-1;

l - длина винтовой части ротора, м.

Поскольку m₁n₁ = m₂n₂, то уравнение будет иметь вид

V_k=n₁m₂l(f_1n+f_2n)

Действительная объемная холодопроизводительность винтового компрессора V_д ниже теоретической, что вызвано такими потерями, как внутренние протечки, гидравлические сопротивления всасывающего тракта, подогрев всасываемого пара, влияние защемленных объемов. Объем пара, действительно засасываемого компрессором, учитывают с помощью коэффициента подачи. Коэффициент подачи винтового компрессора так же, как у поршневого, определяется отношением действительной объемной производительности к теоретической, определяемой при одних и тех же условиях.

Изменение действительной объемной холодопроизводительности винтового компрессора можно осуществлять перепусканием сжатого пара со стороны нагнетания во всасывающую сторону, дросселированием пара во всасывающем патрубке, изменением частоты вращения и с помощью регулировочного шибера. Первые два способа приводят к большим затратам энергии, так как снижение Кд компрессора происходит почти без снижения расхода энергии. Управление изменением частоты вращения требует усложнения конструкции привода. Наиболее часто изменяют действительную объемную холодопроизводительность с помощью регулировочного шибера (золотника) 12 (см. рис. 2.25). Валик 8 и винт 9 служат для перемещения золотника вместе с гайкой 11. От проворачивания шибер удерживается шпонкой 10. Привод шибера ручной, а в режиме автоматической работы гидравлический или электрический. Назначение шибера - задержать начало сжатия, что эквивалентно уменьшению рабочего объема компрессора. Такой способ изменения холодопроизводительности компрессора гораздо экономичнее, чем перепуском сжатого пара или дросселированием.

С помощью золотника можно изм* пять действительную объемную холодопроизводительность от 10 до 100%.

На схеме (рис. 2.26) масло подается из смазочной системы комрессора. После пуска компрессор масло поступает в разгрузочный клапан 9 и плунжер поднимается вверх, перекрывая трубопровд 8, 10. Масло поступает к невозвратным клапанам 7, 14 и к трехходовым соленоидным вентилям и 12, последние соединены труб проводами 11 и 6 с полостями и 4 гидроцилиндра 2.

При остановке компрессора давление падает, плунжер клапана опускается под действием силы пружины и соединяет полости гидроцилиндра. Пружина гидроцилиндра перемещает поршень соответственно золотник 1 в положении минимальной производительности. Этим обеспечивается разгрузка KOI прессора при пуске.

Для увеличения действительной объемной холодопроизводительности компрессора подается питание i соленоидный вентиль 12, который пропускает масло из полости 3 по трубопроводу 13 на всасывание. Поршень, перемещаясь влево, передвигает шибер и увеличивает холодопроизводительность компрессора. Для уменьшения холодопроизводительности компрессора подается питание на соленоидный вентиль.

Смазка винтового компрессора (рис. 2.27). Масляный насос приводится в действие от ведущего ротора, после чего масло подает к холодильнику 10, оттуда в фильтр 9. Контроль за подачей осуществляют с помощью реле протока 8. Давление масла после наcoca, как правило, превышает давление нагнетания на 0,25-0,3 МПа. Количество подаваемого в компрессор масла изменяется в среднем от 5 до 8,5 л на 1 м³ рабочего объема компрессора. Например, для компрессора с рабочим объемом 711м³/ч объем подаваемого масла равен 6 м3/ч. Около 50% масла идет на смазку подшипников, остальное впрыскивается в полости компрессора.

Все масло после компрессора поступает в маслоотделитель 18. Масло, отделенное в маслоотделителе, имеет сравнительно высокую температуру (в среднем 50-90 °С), поэтому оно охлаждается в холодильнике 10 до температуры 30-40 °С. Охлаждение масла производят забортной водой или с помощью небольшого испарителя холодильной машины. Охлаждение водой предпочтительнее, так как оно экономичнее и конструктивно выполняется проще.

Если компрессор длительное время не работает и масло охладится, то перед пуском компрессора масло подогревают специальным электронагревателем.

Недостатком винтовых компрессоров является высокий уровень шума. Экономичность винтовых компрессоров несколько ниже, чем поршневых. К недостаткам винтовых маслозаполненных компрессоров можно отнести сложную смазочную систему.