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).