Файл: Цейтлин Ю.А. Установки для кондиционирования воздуха в шахтах [Текст] 1974. - 166 с.pdf
ВУЗ: Не указан
Категория: Не указан
Дисциплина: Не указана
Добавлен: 26.06.2024
Просмотров: 67
Скачиваний: 1
Хд — коэффициент дросселирования; лп — коэффициент подогрева; А* — коэффициент герметичности;
X— коэффициент подачи компрессора;
Ѵ„ — объем, описанный поршнями компрессора за один ход. Объемный коэффициент учитывает снижение производитель ности вследствие наличия вредного пространства в цилиндрах компрессора. Этот коэффициент для паровых компрессоров рас
считывается так же, как и для воздушных компрессоров:
К , |
= 1 — ß |
РК ^ т. |
|
(51) |
Я0 = — |
1 |
|||
V„ |
|
Рп |
|
|
Ѵо |
|
|
|
вредного про- |
Здесь ß = 7 T- =0,01-f-0,08 — относительный объем |
||||
'п |
странства для |
|
• |
|
|
компрессоров холо |
|||
|
дильных установок; |
расширения |
||
Ш[— показатель процесса |
пара из вредного пространства, при нимаемый [14] обычно для фреоно вых компрессоров равным 1, для аммиачных машин 1,1*.
Коэффициент дросселирования учитывает влияние на произ водительность компрессора понижения давления пара в ци линдре при всасывании по сравнению с давлением во всасываю щем трубопроводе и равен
к=к. |
■ |
(52) |
|
|
Обычно влияние вредного пространства и дросселирования пара при всасывании учитывается [9] индикаторным коэффициентом всасывания
'к1— Я0Я,д — |
К з |
__ |
Ри |
Арв - ß |
Рк |
Рп — Ар„ |
(53) |
|
|
Ѵ„ |
~ |
р |
|
Ри |
Ри |
|
|
где &рв потеря |
давления |
при всасывании, |
равная |
|
обычно |
|||
0,05—0,10 бар. |
учитывающий снижение |
фактиче |
||||||
Коэффициент |
подогрева, |
ской производительности компрессора за счет повышения темпе ратуры пара при всасывании, определяется обычно по эмпири ческой формуле [9]:
|
Хп — |
Т„ |
(54) |
|
Тк |
||
|
|
|
|
Величина b для вертикальных прямоточных компрессоров |
|||
равна нулю, а |
для крупных горизонтальных машин 26. |
Коэф |
|
* Показатель |
адиабаты для аммиака /е= 1,3, для фреона-12 |
/г = 1,14. |
30
фициент герметичности при нормальном состоянии компрессора составляет 0,95—0,98. Таким образом, коэффициент подачи ком прессоров ПКХУ при степени повышения давления 3—8 и водя ном охлаждении цилиндров (ß=0,03ч-0,04) составляет пример но 0,85—0,60' [26]. Для фреоновых машин при недостаточном пе регреве пара перед компрессором коэффициент подачи может быть ниже названных величин за счет влияния циклической конденсации хладагента на стенках цилиндра и растворимости его в масле. Обычно принимается, что при перегреве до 40° С величина коэффициента подачи не снижается за счет этих яв лений, однако [26] снижение перегрева на каждые 10° С приво дит к уменьшению коэффициента подачи на 3—5%.
Работа, затрачиваемая за один ход поршня в цилиндре ком прессора (индикаторная работа), численно равна площади ин дикаторной диаграммы в соответствующем масштабе. Для оцен ки совершенства компрессора используются величины индика торного и полного к. п. д. компрессора. Индикаторный к. п. д. представляет собой отношение теоретической работы, затрачен ной на 1 кг или 1 м3 засасываемого пара, к фактической инди каторной работе, затрачиваемой на получение того же количе ства сжатого пара. При анализе неохлаждаемых машин тео
ретическую |
работу |
определяют при - идеальном адиабатном |
||
(S = const) |
сжатии |
пара в компрессоре, |
индикаторный |
к. п. д., |
определяемый таким образом, называют адиабатным: |
|
|||
|
|
•п.-ад |
|
(55) |
|
|
|
|
|
где іа и |
— соответственно конечная |
|
I |
|
и начальная энтальпия |
||||
|
пара при адиабатном сжатии его в компрессоре, |
|||
|
кдж/кг; |
индикаторная |
работа |
|
і і — фактическая удельная |
||||
|
компрессора, кдж/кг. |
|
! |
Ориентировочно адиабатный индикаторный к. п. д, поршне вых компрессоров ПКХУ может быть рассчитан [9] по формуле
лізд = К + |
(56) |
где Яп — коэффициент подогрева |
компрессора, определяемый |
по формуле (54); |
|
Іі— эмпирический коэффициент, равный для горизонталь ных компрессоров двойного действия 0,0020, для вер тикальных прямоточных компрессоров аммиачных 0,0010 и фреоновых 0,0025.
Полный к. и. д. компрессора представляет собой произве дение индикаторного и механического к. п. д. Механический к. п. д. учитывает потери энергии вследствие трения в подшип никах. кривошипно-шатунной группе и обычно [9] равен 0,85— 0,93. Механический к. ш д. зависит от режима работы ком-
31
прессора. Приведенные значения механического к. и. д. соот ветствуют паспортным режимам работы машин.
Мощность на валу компрессора может быть рассчитана по
формуле |
(«о — к) ■МК. |
ѵ |
N. |
(57) |
|
|
ЛД |
|
В установках для кондиционирования воздуха используются, ;Как правило, турбокомпрессоры без специального охлаждения
пара |
между |
ступенями |
|||
или |
внутри |
|
ступеней. |
||
Теоретический |
|
рабочий |
|||
процесс сжатия |
пара в |
||||
такой |
машине |
|
(при от |
||
сутствии |
сопротивлений |
||||
движению |
пара) |
пред |
|||
ставляет |
собой |
обрати |
|||
мый |
адиабатный |
про |
|||
цесс |
(s = const) |
(линия |
|||
/—2, |
рис. |
9). |
|
Удельная |
|
работа,затрачиваемая |
|||||
на получение |
1 кг |
сжа |
|||
того пара, |
в этом случае |
||||
(приращением |
|
кинетиче |
|||
ской энергии потока |
пара |
||||
в компрессоре пренебрегаем) определяется по формуле |
|
||||
/х = и — г\ |
|
|
|
|
(58) |
и будет эквивалентна площади 1—2—4—5—6. В реальной ма шине благодаря наличию сопротивлений в проточной части про исходит диссипация энергии потока и связанное с ней повыше ние энтропии пара. Условно реальный процесс сжатия пара в турбокомпрессоре может быть изображен линией 1—3. Площадь под линией 1—3 представляет собой работу, затрачиваемую на преодоление сопротивлений проточной части компрессора. Пол ная работа, затрачиваемая на сжатие 1 кг пара, определится уравнением
I — і3— іI |
(59) |
и будет эквивалентна площади А—3—4—5—6—1—В. |
|
Обычно газодинамическое совершенство |
неохлаждаемого |
турбокомпрессора характеризуют так называемым внутренним (политропным) к. п. д., представляющим собой отношение ра боты сжатия (площадь 1—3—4—5—6) к полной работе, затра гиваемой в компрессоре (площадь А—3—4—5—6—1—В). Од нако при сжатии реальных газов (паров) определение этого коэффициента затруднено из-за невозможности использования характеристического уравнения идеального газа и базирую
32
щихся на нем формул для расчета работы. Применение урав нения состояния реального газа значительно усложняет расчет. Поэтому обычно совершенство парового турбокомпрессора .ха рактеризуется адиабатным к. п. д., представляющим собой от ношение теоретической (адиабатной) работы (площадь 1—2— 4—5—6) к полной работе, затрачиваемой в компрессоре:
Полный адиабатный к. п. д. компрессора
Лад,. - Л адк Л 01.Л м к , |
( 6 1 ) |
где г)ок — объемный к. п. д. компрессора, представляющий со
бой отношение массовых расходов воздуха в нагне тательном и всасывающем патрубках машины12;
т)мк— механический к. п. д. компрессора, представляющий
собой отношение мощности, переданной пару в ком прессоре, к мощности на его валу.
Степень повышения давления в одной ступени турбокомпрес сора ограничивается допустимой по условиям прочности и газо динамическим условиям течения газа окружной скоростью рабочего колеса. В настоящее время для используемых в ста ционарных компрессорных машинах материалов допустимая окружная скорость рабочего колеса составляет 300—350 м/сек. Газодинамические условия работы компрессорной ступени оп тимальны, если отношение скорости пара в потоке па выходе из рабочего колеса к скорости распространения звука не пре вышает определенного предела. Так как скорость распростра нения звука в газах зависит от их физических свойств, то и допустимая окружная скорость компрессорного колеса различна для разных хладагентов. Наибольшая окружная скорость по этому фактору допускается для хладагентов с малой молеку
лярной массой |
(для аммиака около 560 м/сек), наименьшая — |
|
для тяжелых |
хладагентов |
(Ф-12 около 200 м/сек). |
Высокая молекулярная |
масса фреонов и достаточно высокие |
допустимые окружные скорости колес при использовании этих агентов позволяют ограничиваться малым числом ступеней турбокомпрессоров. В установках для кондиционирования воз духа при использовании в качестве хладагента Ф-12 применя ются одноили двухступенчатые машины, в то время как при использовании аммиака в тех же условиях приходится приме нять семиступеичатый агрегат (перепад температур па одну ступень равен примерно 6°С).
1 Разница массовых расходов объясняется наличием расхода пара через разгрузочный поршень турбокомпрессора.
2 Ц ейтлин Ю . А . |
33 |
5.Реальный цикл ПКХУ
Вразделах 1 и 3 этой главы рассматривались теоретические
рабочие процессы в холодильных установках. Фактические процессы отличаются от них. Прежде всего отличаются от тео ретических реальные процессы сжатия пара в компрессорах (см. п. 4). Кроме того, в реальном цикле температуры испаре ния Тп и конденсации Тк хладагента отличаются от температур окружающей Т0 и охлаждаемой Г„.с сред, что приводит к не
обратимости процессов теплообмена |
в испарителе |
и конденса |
|||||||||
|
|
торе н снижению |
показа |
||||||||
|
|
|
телен |
|
работы |
ПКХУ.. |
|||||
|
|
|
Вследствие |
потерь |
дав |
||||||
|
|
ления |
|
в |
конденсаторе и |
||||||
|
|
|
испарителе |
давление |
в- |
||||||
|
|
|
этих |
аппаратах |
не |
оста |
|||||
|
|
|
ется постоянным, что так |
||||||||
|
|
|
же приводит к снижению- |
||||||||
|
|
|
эффективности |
работы |
|||||||
|
|
установки. |
Учитывая |
все |
|||||||
|
|
|
сказанное, |
|
реальный |
||||||
|
|
|
цикл |
ПІ\ХУ |
будет отли |
||||||
|
|
|
чаться |
от |
теоретиче |
||||||
|
|
|
ского |
|
(рис. 10). |
Идеаль |
|||||
|
|
|
ный |
|
цикл |
|
показан |
|
на |
||
|
|
|
рисунке пунктиром. |
Фак |
|||||||
Рис. Ю. Реальный цикл установки |
тическая |
удельная |
|
хо- |
|||||||
лодопропзводительность |
|||||||||||
|
|
||||||||||
щадью В—1—b—С И может |
быть |
цикла |
|
определится |
пло- |
||||||
|
рассчптана |
по |
формуле |
||||||||
% = Г,, As,, = і. |
- |
«V. |
|
|
|
|
|
(62) |
|||
где Asn=si—so— фактическое |
изменение энтропии |
хладагента |
|||||||||
в испарителе, кдж/кг-°К; |
|
|
|
хладагента |
|||||||
Г„м— средняя абсолютная |
температура |
в испарителе; і‘іэ и іів — эквивалентные энтальпии хладагента на входе
и выходе из испарителя, определяемые по зна чениям средней температуры (среднего дав ления) И ЭНТРОПИЙ S) И Sh.
Удельная работа, затрачиваемая в цикле (без учета меха нических и объемных потерь в компрессоре), определяется со гласно (59):
/ф =- і„ — t j . |
( 63) |
Эквивалентная этой работе площадь будет Л—а—3—4—5—1—В_ Таким образом, фактический холодильный коэффициент ре
альной ПКХУ определяется отношением
34 |
I |