За один оборот вала компрессора в каждом цилиндре совершается полный цикл:
- всасывание;
- сжатие;
- нагнетание;
- расширение.
Теоретический и действительный рабочие процессы компрессора на индикаторной диаграмме (рис. 1) несколько различны.
При построении теоретической индикаторной диаграммы компрессора (рис. 1, а) принимают, что в начале движения поршня из левого крайнего положения в правое открывается всасывающий клапан и пары хладагента поступают в цилиндр компрессора при постоянном давлении р0, равном давлению в испарителе. Кроме того, постоянными остаются температура и удельный объем паров.
Объем цилиндра компрессора Vц равен объему, который описывает поршень Vh. Весь этот объем заполняется парами хладагента при постоянном давлении р0. Линия 1–2 изображает процесс всасывания паров.
Процесс всасывания закапчивается в тот момент, когда поршень достигает крайнего правого (по рисунку) положения. Всасывающий клапан закрывается и при обратном ходе поршня происходит адиабатическое сжатие паров в компрессоре до давления рк, равного давлению в конденсаторе (линия 2–3). При этом давлении открывается нагнетательный клапан, через который пары хладагента при дальнейшем движении поршня влево выталкиваются из "цилиндра (линия 5–4) в конденсатор при постоянном давлении рк. Так как теоретически цилиндр не имеет вредного пространства, при перемещении поршня в крайнее левое положение весь пар хладагента вытесняется из цилиндра. Мертвое пространство в реальном цилиндре компрессора необходимо для предохранения крышки его от разрушения при удлинении кривошипно-шатунного механизма во время нагревания. Величина этого пространства с учетом всех конструктивных особенностей должна быть минимальной.
Рассмотрим действительную индикаторную диаграмму компрессора (рис. 1, б). При давлении в цилиндре ниже, чем в испарителе, открывается всасывающий клапан (точка 1) и начинается всасывание паров хладагента.
Всасывание 1–2 проходит при давлении р0, которое на Δр0 ниже давления кипения из-за сопротивления во всасывающем клапане и трубопроводе. При обратном ходе поршень сжимает пары хладагента (линия 2 – 3) с повышением их температуры и давления, а на участке 2 – 2ʹ часть хода используется на доведение давления в цилиндре до р0. Уменьшение объема всасывания, вызванное сопротивлением в клапане и трубопроводе, на диаграмме изображено отрезком С2, который будет возрастать с увеличением Δр0. Линия сжатия 2 – 3 в зависимости от влажности паров представляет собой влажную или сухую адиабату. Эти адиабаты для аммиачных холодильных машин заменяют политропами с показателями соответственно х = 1,17 и х= 1,32.
Рис. 1 – Индикаторная диаграмма рабочего процесса компрессора в координатах p – V
Пары хладагента выталкиваются в конденсатор (точка 3) под давлением на Δрк выше давления конденсации рк ввиду сопротивления в нагнетательном клапане и трубопроводе.
Из-за наличия вредного пространства V0 не все пары выталкиваются в нагнетательный трубопровод; часть оставшихся паров расширяется при обратном ходе поршня (линия 4 – 1). Отрезок С1 показывает расширение паров до давления в испарителе. Для сухого пара линия расширения идет более отвесно; для влажного пара кривая 4 – 5 более пологая. После этого снова начинается всасывание паров из испарителя в цилиндр. При влажном паре во вредном пространстве процесс всасывания начинается позже, чем при сухом.
Действительная индикаторная диаграмма отличается от теоретической тем, что в последней не учитываются:
- сопротивление движению паров хладагента в клапанах и трубопроводах;
- разность между давлениями всасывания и кипения и давлениями нагнетания и конденсации;
- вредное пространство V0.
В теоретической диаграмме не принимаются во внимание объемные потери, а также потери тепла с охлаждающей водой, воздухом и др.
Теоретическая холодопроизводительность компрессора (Вт) определяется по формуле
где Vh – объем, описываемый поршнями компрессора, м3/ч;
qυ – объемная холодопроизводительность всасываемых паров хладагента, кДж/м3.
Чтобы вычислить действительную холодопроизводительность компрессора, вводят ряд рабочих коэффициентов, которые отражают факторы, не учтенные для теоретического цикла.
Объемный коэффициент λс, являющийся основным из всех коэффициентов, представляет собой отношение объема засасываемых паров к объему, описываемому поршнем в цилиндре. Его определяют по отрезкам V2 и Vh индикаторной диаграммы
λс = V2 / Vh. (28)
Значения объемного коэффициента невелики и зависят от условий работы компрессора. Основным фактором, определяющим значение этого коэффициента, является величина вредного пространства, составляющая 2–5% объема цилиндра. Кроме того, объемный коэффициент зависит от давлений конденсации рк и кипения р0.
Потеря объема изображена отрезком С1, определяемым из соотношения
где т – показатель политропы расширения.
Потери из-за наличия вредного пространства также учитываются объемным коэффициентом, который можно вычислить по формуле
где С = V0 / Vh – относительная величина вредного пространства (в зависимости от типа компрессора С = 0,2÷0,08).
Значение показателя политропы m для аммиачных компрессоров принимают 1,1, для фреоновых – 1,0.
Особенно возрастают объемные потери при «влажном ходе» компрессора, так как попавшие в цилиндр частицы жидкости испаряются в процессе обратного расширения и занимают некоторую часть объема цилиндра.
Коэффициент дросселирования λдр учитывает объемные потери, вызванные сопротивлением в клапанах, и представляет
λдр = V1 / V2. (31)
Для температуры кипения до – 30°С принимают λдр = 0,93÷0,97.
Объемные потери С1 и С2 учитывают индикаторным коэффициентом подачи λi, который равен произведению двух коэффициентов:
Если учесть депрессии (понижение давления) при всасывании Δр0 и при нагнетании Δрк, то индикаторный коэффициент подачи можно определить по приближенной формуле
где Δр0 = Δрк = 5 ÷ 10 кН/м2 = 0,05 ÷ 0,1 кгс/см2.
Коэффициент подогрева λп характеризует влияние теплообмена паров со стенками цилиндра, поршнем и клапанами. С увеличением степени сжатия теплообмен возрастает, а с повышением частоты вращения вала уменьшается, что способствует повышению коэффициента подогрева.
Коэффициент подогрева аммиачных и фреоновых вертикальных и V-образных компрессоров можно приблизительно определить по формуле И. И. Левина
λп = T0 / Tк, (34)
где Т0 и Тк – соответственно температура кипения и конденсации, К.
Для компрессоров типа ГД (горизонтальный двойного действия) пользуются формулой
λп = T0 / (Tк + 26), (35)
Коэффициент плотности λпл учитывает пропуски хладагента через неплотности в поршневых кольцах и клапанах. Из-за этих неплотностей возникают не только объемные, но и энергетические потери, затраченные на сжатие паров. Коэффициент плотности принимают 0,96–0,98.
Коэффициенты подогрева и плотности учитывают невидимые потери в компрессоре, которые определяются по формуле
λω = λп × λпл. (36)
Коэффициент подачи λ представляет собой отношение объема V всасываемых компрессором паров к геометрическому объему Vh, описываемому поршнями, с учетом типа компрессора, диаметра цилиндров, хода поршней и частоты вращения вала:
λ = V / Vh = G×υ1/ Vh, (37)
где G – количество хладагента, проходящего через компрессор, кг/ч;
υ 1 – удельный объем паров хладагента, м3/кг.
Вместо отношения объемов можно взять отношение массовой производительности Gдейств действительного компрессора к такой же производительности Gтeop теоретического компрессора при полном использовании объема, описываемого поршнями.
Коэффициент подачи λ, выражается также отношением действительной холодопроизводительности компрессора Q0 действ к теоретической Q0 теор. Следовательно, коэффициент подачи λ характеризует уменьшение массовой производительности в действительном процессе по сравнению с теоретической производительностью.
Коэффициент подачи в основном зависит от величины вредного пространства цилиндра и соотношения давлений конденсации и кипения. Кроме того, на него оказывает некоторое влияние температура всасываемых паров, скорости движения поршней, а также паров при проходе клапанов, плотность пригонки пластин клапанов и поршневых колец, сопротивление клапанов.
Коэффициент подачи дает общую оценку потерь действительного компрессора в зависимости от объемного коэффициента λси коэффициентов дросселирования λдр, подогрева λп и плотности λпл в виде произведения
λ = λс × λдр × λп × λпл. (38)
Преобразуя правую часть этого равенства с учетом (32) и (36), получим формулу для расчета коэффициента подачи
λ = λi × λω. (39)
Коэффициенты подачи определяют также опытным путем. Для аммиачных и фреоновых компрессоров значения их приведены в справочниках в виде таблиц или графических зависимостей λ = f × (pк / p0), составленных по данным испытаний однотипных машин.
Коэффициенты подачи аммиачных вертикальных и V-образных компрессоров с охлаждающими рубашками можно ориентировочно подсчитать по формуле
где pк / p0 – отношение давления конденсации к давлению кипения (соответственно для ступени установок двухступенчатого сжатия);
С – величина вредного пространства в долях рабочего объема цилиндра (0,02÷0,08).
