КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ИНЖЕНЕРНЫЙ ПРИНЦИПЫ СОЗДАНИЯ ХОЛОДИЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ» 1

Реклама
КОНСПЕКТ ЛЕКЦИЙ ПО ДИСЦИПЛИНЕ «ИНЖЕНЕРНЫЙ
ПРИНЦИПЫ СОЗДАНИЯ ХОЛОДИЛЬНОГО ОБОРУДОВАНИЯ»
1
СОДЕРЖАНИЕ
ЛЕКЦИЯ 1
Основные методы и принципы оптимального
конструирования………………………………………………………………… 4
ЛЕКЦИЯ 2
Особенности
процессов,
происходящих
в
поршневых
компрессорах…………………………………………………………………….. 7
ЛЕКЦИЯ 3
Конструкция поршневых компрессоров …………………………..……... 17
ЛЕКЦИЯ 4
Основы расчета поршневых компрессоров …………………………... 29
ЛЕКЦИЯ 5
Основы расчета конденсаторов холодильных машин ……………... 35
ЛЕКЦИЯ 6
Основы расчета испарителей холодильных машин ………………... 54
ЛЕКЦИЯ 7
Вспомогательная аппаратура холодильных машин ………..... 67
Система навчальних елементів з дисциплін
холодильного циклу.......................................................................... 73
РЕКОМЕНДОВАННАЯ ЛИТЕРАТУРА……………………………………………. 87
2
ЛЕКЦИЯ 1.
Основные методы и принципы оптимального конструирования.
1.
2.
3.
4.
Организация разработки и этапы создания новой техники.
Предпроектные изыскания.
Порядок проектно – конструкторской разработки новой модели аппарата.
Основные принципы оптимального конструирования.
Создание новых образцов техники начинается с появления потребности и
возможности удовлетворения её на основе достигнутого уровня науки и
производства.
Предприятия, объединения и организации любой формы собственности
зависимости от участия в разработке, изготовления, приемки, освоении,
производстве и оценке разрабатываемой, выпускаемой и потребляемой
продукции могут выполнять функции заказчика, разработчика, изготовителя и
потребителя или совмещать некоторые из них.
Заказчик – предъявляет разработчику исходные требования к продукции,
подлежащий разработке, определяет объем потребностей в ней,
обеспечивает полное её использование, осуществляет совместную
с разработчиком приёмку опытного образца (партии).
Разработчик – разрабатывает в соответствии с требованиями заказчика
техническое задание, согласовывает его и после утверждения
обеспечивает разработку всей последующей проектно –
конструкторской документации, а также организует приёмочные
испытания опытного образца и осуществляет авторский надзор за
производством продукции.
Изготовитель – обеспечивает сроки и качество изготовления продукции,
принимает участие в рассмотрении технической документации.
Потребитель – отвечает за обоснованность требований к разрабатываемой
продукции, обеспечивает надлежащие условия эксплуатации.
Исходным документом для разработки продукции является техническое
задание (ТЗ). Ему предшествуют предпроектные изыскания. После утверждения
ТЗ начинается разработка проектно – конструкторской документации, которая
включает в себя: технические требования, эскизный и (или) технический проект,
рабочую документацию опытного образца.
Предпроектные изыскания оформляются до и для оформления ТЗ. Их
проводят КБ, НИИ и другие организации.
Задачи и содержание предпроектных изысканий заключаются в следующем:
в изучении состояния вопроса;
в проведении теоретических и экспериментальных исследований
процесса, который необходимо переоснастить;
решение
практического
вопроса:
нужно
ли
добиваться
принципиально новых технических решений;
3
определение
главного
параметра
проектируемой
или
модернизированной машины (аппарата);
Изучение вопроса производится с анализа специальной литературы
патентного поиска.
Для выбора путей решения задачи создания оборудования, должны
предшествовать или сопутствовать исследования технологического процесса.
Экспериментальные исследования проводят на моделях. Обеспечивая условия
подобия и обрабатывая данные эксперимента в критериальном виде.
Проектно – конструкторская разработка принципиально новых моделей
технологического оборудования необходима в следующих случаях:
1. Когда базовая модель принципиально устарела и её модернизация не
способна удовлетворить возросшие требования потребителя.
2. Когда возникает необходимость усовершенствовать технологический
процесс.
3. Когда устаревшая машина влияет на здоровье человека или на
глобальные изменения в окружающей природной среде.
В ТЗ на разработку нового оборудования указывают численные значения
основных эксплуатационных параметров, один из которых принимается за
главный.
-
Первой стадией проектно – конструкторской разработки новой модели
технологического аппарата является разработка технического предложения,
осуществляемая после утверждения ТЗ или независимо от него. Ведущий
конструктор должен осуществить следующее:
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
Изучить и проанализировать ТЗ, а также результаты
предпроектных изысканий, а также состояние вопроса в целом;
Определить необходимость дополнительных исследований;
Ознакомиться с условиями работы предприятия, в которых
будет использоваться проектируемое оборудование;
Подобрать и изучить необходимую научно–техническую
информацию (в т.ч. патентную), а также соответствующие
нормативные материалы (стандарты, ТУ, руководства и т.д.);
Проанализировать
возможные
различные
варианты
конструктивного решения поставленной задачи;
Обосновать выбор оптимального варианта;
Составить принципиальную схему устройства по выбранному
варианту, его компоновку и внешний вид.
Согласованное с заказчиком и утвержденное им техническое предложение
является основой для разработки эскизного, а возможно и технического проекта.
После утверждения и сдачи заказчику технического проекта, и определения
завода – изготовителя начинается разработка рабочей документации,
обеспечивающей возможности технологической подготовки производства и
изготовления опытного образца.
4
На всех этапах проектно – конструкторских разработок следует
руководствоваться следующими основными принципами:
1. Оптимальность – принципиальные решения должны быть
наилучшими для заданных условий и времени.
Основным критерием оптимальности конструкции
является уровень качества в пределах экономически
обоснованного срока службы.
2. Системный подход. Необходимо учитывать по возможности
наибольшее число факторов, определяющих качество
изделия, их взаимосвязь, а в ряде случаев противоречивость.
3. Творческий подход. Надо использовать не только опыт прошлого,
свою эрудицию, но и изобретательность, помня, что
конструирование - это не только наука, но и в
определённой мере искусство.
4. Нормализационный подход. Сущность его заключается в
максимальном
использовании
существующих
стандартов, модулей конструкционных элементов,
освоенных
комплектующих
изделий.
Секционирование и агрегатирование сложных машин
и установок из унифицированных блоков и деталей
не только облегчает сам процесс конструирования,
но и удешевляет производство и эксплуатацию.
5. Приоритет технологии. Новая технологическая машина создаётся
для выполнения определённого технологического
процесса
с
минимальными
энергетическими
затратами. Поэтому конструктор в первую очередь
должен исходить из требований технологии.
6.
Учёт социальных последствий. Необходимо принимать во
внимание возможные внеэкономические, социальные
последствия использования конструируемой машины
(установки). Необходимо в полной мере обеспечить
выполнение требований санитарии и гигиены,
безопасности, безвредности не только для человека.
Но и для окружающей среды. Кроме того, работа на
новых машинах должна быть приятной, необходимо
учитывать их эргономические и эстетические
свойства.
5
ЛЕКЦИЯ 2.
Особенности процессов, происходящих в поршневых
компрессорах.
1. Краткие сведения о компрессорах холодильных машин.
2. Теоретический и действительный процессы в компрессорах.
3. Схемы поршневых компрессоров.
Компрессоры предназначены для сжатия и перемещения газа или пара,
являющихся рабочими веществами компрессорных холодильных машин.
Компрессор в значительной степени определяет технико-экономические
показатели производства и эксплуатации холодильных машин.
По принципу действия компрессоры делятся на два класса (или две
группы):
1) компрессоры объёмного принципа действия (компрессоры объёмного
действия). Рабочие органы машины этого класса засасывают определённый
объём рабочего вещества, сжимают его благодаря уменьшению замкнутого
объёма и затем перемещают (нагнетают) в камеру нагнетания. Это машины
дискретного действия, рабочие процессы в которых совершаются строго
последовательно, повторяясь циклически. Объёмные компрессоры условно
можно назвать машинами статического действия, поскольку перемещение
рабочего вещества в процессе сжатия в них совершается сравнительно медленно;
2) компрессоры динамического принципа действия (компрессоры
динамического действия). В этих машинах рабочее вещество непрерывно
перемещается («течёт») через проточную часть компрессора, при этом
кинетическая энергия потока преобразуется в потенциальную. Плотность в
потоке рабочего вещества постепенно повышается от входа в машину к выходу.
Это машина непрерывного действия.
По конструктивному признаку основанных рабочих деталей
компрессоры делятся на следующие типы:
поршневые, винтовые, пластинчатые ротационные, ротационные с
катящимся поршнем и многие другие, основанные на объёмном принципе
действия;
лопаточные компрессорные машины, к которым относятся: радиальные
(центробежные), осевые и вихревые, основанные на динамическом принципе
действия.
Поршневые компрессоры классифицируют:
1. По производительности:
– малые (до 12 кВт);
– средние (от 12 до 120 кВт);
– крупные (свыше 120 кВт).
2. По числу цилиндров:
– многоцилиндровые (2,4,8);
– одноцилиндровые.
6
3. По расположению цилиндров:
– горизонтальные;
– вертикальные;
– V образные;
– W образные;
- оппозитные.
4. По направлению движения холодильного агента:
– прямоточные;
– непрямоточные.
непрямоточный
прямоточный
5. По особенности конструкции:
– бескрейцкопфные;
– крейцкопфные.
В крейцкопфных компрессорах на поршень не воздействует радиальная
составляющая, которая приводит к износу зеркала цилиндра. Эти компрессоры
большой производительности.
6. По конструкции уплотнения картера:
– открытые (сальниковые);
– герметичные (компрессор и электродвигатель находятся в одном герметичном
корпусе);
– полугерметичные (бессальниковые). В таких компрессорах предусмотрены
крышки для ремонта и монтажа основных деталей компрессора.
В аммиачных холодильных машинах все компрессоры открытого типа, т.к.
аммиак агрессивен с цветными металлами.
7. По типу привода:
– с приводом через муфту;
– через клиноременную передачу;
– компрессор на одном валу с электродвигателем.
Компрессор служит для сжатия паров хладагента от давления, кипения до
давления конденсации.
Производительность компрессора выражается массой или объемом
засасываемого в единицу времени пара, а также холодопроизводительностью
холодильной машины.
Массу засасываемого пара при заданной холодопроизводительности и
удельной массовой холодопроизводительности определяют по формуле:
Q
M  0 , [кг/с]
q0
где:
7
Q0 – холодопроизводительность машины,
q0 – удельная массовая холодопроизводительность.
Действительный объем засасываемых паров определяют:
Vд  M 1 [м3/с]
где:
 1 – удельный объем пара перед всасыванием в компрессор;
М – массовая холодопроизводительность.
Холодопроизводительность компрессора можно определить:
Q 0  M  q 0  Vд
q0
1
 Vд  q ,
q – удельная объемная холодопроизводительность.
BMT
4
2
HMT
1
3
5
Рисунок 1. Схема непрямоточного поршневого компрессора: 1- цилиндр, 2поршень, 3 – шатун, 4 - нагнетательный клапан, 5 – всасывающий клапан.
Поршневой компрессор состоит из цилиндра 1, в котором совершает
возвратно-поступательные движения поршень 2. Поршень приводится в
действие посредством кривошипно-шатунного механизма 3, который превращает
вращательное движение от электродвигателя в возвратно-поступательное.
Рабочий процесс в компрессоре совершается за один оборот
электродвигателя (за два хода поршня).
В крышке цилиндра расположены всасывающие 5 и нагнетательные 4
клапаны.
Условия работы холодильных компрессоров отличаются от условий
работы общепромышленных (машин общего назначения), в том числе
воздушных. Условия работы холодильных компрессоров характеризуются
следующими особенностями:
из-за изменения внешних условий работы холодильной машины,
компрессор работает в широком диапазоне изменения давлений нагнетания,
всасывания и значительной разности этих давлений;
многие рабочие вещества легко растворяются в смазочном масле, что
оказывает существенное влияние на рабочие процессы в холодильном
компрессоре и, как правило, снижает надёжность подшипниковых узлов;
8
всасываемый в компрессор пар имеет низкую температуру и может
содержать неиспарившиеся капли рабочего вещества;
рабочие процессы поршневого компрессора могут сопровождаться
периодической конденсацией некоторого количества рабочего вещества на
внутренних стенках цилиндра с последующим его испарением;
многие рабочие вещества (например, хладоны) обладают высокой степенью
проницаемости не только через разъёмы, но и через поры чугунных отливок.
Утечки рабочего вещества в атмосферу и подсос воздуха в компрессор
совершенно не допустимы;
компрессоры холодильных машин работают с холодильными агентами,
имеющими большой диапазон изменения физических и химических свойств:
плотности, вязкости, текучести, химической стойкости и активности.
Важной особенностью компрессоров объемного принципа действия
является возможность их работы на любых холодильных агентах без изменения
конструкции. Эти компрессоры работают, как правило, при наличии масла в
рабочем пространстве. Особенностью компрессоров динамического действия
является полное отсутствие масла в рабочем пространстве, так как они работают
на холодильном агенте, не содержащем масла.
К холодильным компрессорам предъявляются высокие требования,
вытекающие из их роли и условий работы в составе холодильной машины.
Основными из них являются:
высокая надёжность и достаточный моторесурс работы основных узлов и
компрессора в целом, обеспечивающего заданные режимы работы холодильной
машины;
высокая энергетическая эффективность в широком диапазоне изменения
параметров работы компрессоров – перепада и степени повышения давлений, а
также производительности;
возможность полной автоматизации работы компрессоры и надёжная
эксплуатация его без обслуживающего персонала;
высокая степень герметизации;
низкие скорости движения пара в клапанах и трактах компрессоров,
работающих с холодильными агентами;
технологичность конструкции, высокая степень унификации деталей и узлов
компрессора, доступность материалов для их изготовления, малая
материалоёмкость;
низкий уровень шума и вибрации.
Выбор того или иного типа компрессора зависит от условий работы,
требуемой холодопроизводительности и свойств холодильного агента. Научно
обоснованный выбор производится только на основе технико-экономического
расчёта.
В справочной литературе по холодильной технике даются достаточно
подробные рекомендации по этим вопросам.
Теоретический
объёмный
компрессор.
Рабочие
процессы,
происходящие в теоретических объёмных компрессорах в сущности своей
одинаковы. Наиболее наглядно они могут быть проанализированы на примере
9
поршневого компрессора. Основными элементами поршневого компрессора
являются: цилиндр, поршень, всасывающий и нагнетательный клапаны.
Возвратно–поступательное движение поршня в сочетании с работой
клапанной группы обеспечивает протекание следующих рабочих процессов:
всасывания, сжатия и нагнетания. Совокупность этих процессов составляет
рабочий цикл компрессора, повторяющийся при каждом обороте коленчатого
вала. Рабочий цикл компрессора не является термодинамическим круговым
циклом, так как процессы всасывания и нагнетания проходят с переменной
массой рабочего вещества, и только процесс сжатия может быть описан
уравнениями термодинамики постоянной массы.
Рабочие процессы компрессора удобно рассматривать в так называемой
индикаторной диаграмме, показывающей зависимость давления сжимаемой
среды от переменной величины её объёма в цилиндре или, что тоже самое, от
хода поршня. Индикаторная диаграмма теоретического компрессора 1 – 2 – 3 – 4
показана на рис. 2.
P
б
a
2
VVд=g =V
Vh k
Pk
1
P0
V
Рисунок 2. Теоретический процесс работы компрессора в P–V координатах
Vд – действительный объем;
Vh – объем, описываемый поршнями компрессора.
Процессы: а-1 – всасывание паров хладагента при постоянном давлении; 1-2 –
адиабатное сжатие; 2-б – выталкивание паров при давлении Рк = const..
При движении поршня слева направо происходит процесс всасывания а – 1
при полностью открытом всасывающем клапане. В точке 1, соответствующей
правому мёртвому положению поршня, всасывающий клапан закрывается и при
обратном движении поршня происходит процесс сжатия пара 1 – 2. В точке 2
открывается нагнетательный клапан и осуществляется процесс нагнетания 2 – б,
в конце которого нагнетательный клапан закрывается.
При анализе рабочих процессов условились считать работу, подводимую к
сжимаемой среде, положительной, а возвращаемую ею – отрицательной. С
3
учётом этого работу компрессора LН , затрачиваемую на сжатие V ( м ) пара от
10
давления p0 до давления pк можно представить как алгебраическую сумму трёх
работ: всасывания, сжатия и нагнетания.
L  L  L  L
K
СЖ
B
H
Из этого выражения следует два важных вывода:
1) работа компрессора в общем случае не равна работе сжатия;
2) работа компрессора при прочих равных условиях определяется
характером термодинамического процесса сжатия.
Работу в механическом процессе всасывания а – 1 можно представить как
произведение силы pF (F – площадь поршня) на соответствующий ход поршня
S, т.е.
Lв=p0FS.
Произведение FS - есть объём цилиндра, поэтому:
Lв=p0 V1.
Аналогично для работы нагнетания можно написать:
Lв=pк V2.
Для определения работы сжатия в процессе 1 – 2 выделим элементарный
процесс и запишем для него работу как произведение - pdV. Знак минус
обусловлен тем, что в процессе 1 – 2 объём сжимаемого пара уменьшается.
Работа сжатия равна сумме работ элементарных процессов:
2
1
1
2
L сж    pdV   pdV.
Работа компрессора:
1
L к   p1 V1   pdV  p 2 V2 .
2
Работа сжатия и работа компрессора получены для
пара при давлении р0. Для 1кг пара будем иметь:
2
G(кг)пара или для V(м )
1
l k   vdp ;
l сж   pdv.
1
2
С другой стороны, при отводе теплоты работа компрессора может быть
найдена из уравнения первого начала термодинамики в дифференциальной
форме:
dq  di  vdp ,
11
3
откуда:
2
2
2
1
1
1
l k   vdp   di   dq.
Подставив dq  T ds, окончательно получим:
2
l  (i  i )   T ds .
K
2
1
1
Уравнение имеет важное теоретическое и практическое значение, так как
оно, во-первых, позволяет определить работу любого типа компрессора при
любых термодинамических процессах сжатия, во-вторых, оно справедливо для
сжимаемых сред, подчиняющихся законам как идеальных, так и реальных газов.
Действительный поршневой компрессор.
Отличие рабочих процессов компрессора от теоретических. В реальном
компрессоре действует ряд конструктивных и функциональных факторов,
приводящих в конечном итоге к снижению производительности и
экономичности действительного компрессора по сравнению с теоретическим.
Рассмотрим основные из этих факторов:
1. Наличие мертвого пространства. В действительном компрессоре объем
цилиндра больше объёма, описанного поршнями за один ход, на величину так
называемого мертвого пространства, т.е. на величину того объема, откуда пар не
может быть вытеснен при достижении поршня мертвой точки в процессе
нагнетания. Различают линейное и объемное мертвое пространство. Линейное
мертвое пространство — это зазор (мм) между днищем поршня в верхней точке и
клапанной плитой. Этот зазор предусматривается для компенсации
температурного расширения деталей компрессора в процессе его работы.
Объемное мертвое пространство складывается из следую объемов: 1) части
объема цилиндра высотой, равной мертвому пространству; 2) кольцевого объема
между стенками поршня и высотой равной расстоянию от днища поршня до
первого уплотнительного кольца; 3) объема в каналах клапанов, обращенных с
одной стороны в цилиндр и ограниченных с другой стороны запорными
органами в закрытом состоянии.
При обратном движении поршня процесс всасывания начинается только
после того, как сжатый пар, оставшийся в мертвом пространстве, расширятся и
понизит свое давление до давления всасывания. Этот процесс происходит на
некоторой части хода поршня и называется процессом обратного расширения.
Таким образом, наличие мертвого пространства уменьшает объемную
производительность действительного компрессора.
2. Гидравлические потери. Во всасывающем и нагнетательном трактах,
включая клапаны, имеет место потери давления пара, что приводит к снижению
объемных и энергетических коэффициент компрессора.
12
З. Подогрев пара. На участке от всасывающего патрубка до цилиндра
компрессора происходит повышение температуры поступающего пара и, как
следствие, уменьшение массовой производительности.
4. Теплообмен в цилиндре. В процессах сжатия и обратного расширения
между паром и стенками цилиндра и поршня имеет место теплообмен различной
направленности и интенсивности. В результате этого показатели политроп в этих
процессах имеют переменные значения, а эффективность работы компрессора
снижается.
5. Пульсации давлений. Поршневой компрессор является машиной
периодического действия, поэтому во всасывающей и нагнетательной полостях
давление меняется с определённой частотой и амплитудой. Это явление
называется пульсацией давлений. Оно увеличивает мощность привода
компрессора, но в некоторых случаях повышает действительную
производительность по сравнению с теоретической.
6. Перетечки. В процессе работы компрессора имеют место перетечки
пара через различные конструктивные зазоры: в разъемах поршневых колец; в
зазорах между поршнем и поршневыми кольцами стенками; через неплотности в
клапанах и др.
7. Трение. Часть энергия привода действительного компрессора
расходуется на преодоление трения в механических парах.
Влияние большей части перечисленных факторов отражается на
действительной индикаторной диаграмме, которая позволяет провести
качественный анализ действительных рабочих процессов.
Действительные рабочие процессы существенно отличаются от
теоретических. Это наглядно показывает сравнение индикаторных диаграмм
теоретического a - b - c - d  и действительного 1 - 2 - 3 - 4 компрессоров.
Рисунок
компрессора
3.
Действительная
индикаторная
13
диаграмма
поршневого
Процесс всасывания 4/ - 1/ проходит при переменном давлении более
низком, чем давление во всасывающем патрубке рв=р1. Точки 4/ и 1/
соответствуют началу открытия и полному закрытию всасывающего клапана.
Разность давлений во всасывающем патрубке и в цилиндре в процессе 4/ - 1/
вызвана сопротивлением движению пара на пути между ними, а переменная
величина этой разности обусловлена двумя обстоятельствами: во-первых,
изменением степени открытия всасывающего клапана; во-вторых, изменением
скорости пара в нем из-за переменой скорости поршня. Разность давлений в
патрубке рв и в начале сжатия р/в называется депрессией на всасывании: Δрв.
Аналогичная картина наблюдается в процессе нагнетания 2/ - 3/. Здесь
моменту открытия нагнетательного клапана соответствует точка
2 2/. Из-за малого
проходного сечения щели давление продолжает возрастать и после начала
открытия клапана. После достижения максимума давление перед клапаном
падает. Но в конце нагнетания продолжает еще оставаться выше, чем давление в
нагнетательном патрубке. Разность конечного давления р/н в точке 3/
и
давления р2 = рн называется депрессией на нагнетании.
Действительная индикаторная диаграмма отражает также техническое
состояние важных узлов и деталей компрессора. Например, нормально
работающие клапаны должны закрываться в мертвых точках. При запаздывании
закрытия обоих клапанов (например, из-за слабых пружин) начальные участки
линий сжатия и обратного расширения будут близки к горизонтальным. При
излишне сильных пружинах клапанов последние закрываются преждевременно:
сжатие будет начинаться при пониженном, а обратное расширение – при
повышенном давлениях.
Реальные факторы, в том числе и техническое состояние некоторых узлов и
деталей, приводят, как отмечалось, к снижению эффективности работы
компрессора. Определение действительных значений производительности и
мощности необходимо как при разработке новых, так и при переводе
существующих конструкций компрессоров с одного режима работы на другой.
Производительность.
Количественным
показателем
уменьшения
действительной производительности
по сравнению с теоретическим объёмом,
описанным поршнем V , служит коэффициент подачи λ:
Д
V  λV
Д
T
Разделив обе части этого равенства на удельный объём пара при давлении и
температуре во всасывающем патрубке v1, для действительной массовой
производительности получим:
Мд=λМт.
Для удобства анализа и расчета коэффициент подачи условно определяют в
виде произведения отдельных сомножителей, каждый из которых оценивает
уменьшение производительности от действия соответствующего фактора:
λλ λ λ λ
C
14
ДР
ω
ПЛ
Объемный коэффициент λс и коэффициент дросселирования λдр могут
быть определены по индикаторной диаграмме, поэтому их произведение λі= λс λдр
называют индикаторным объемным коэффициентом. Коэффициент подогрева λω
и плотности λпл не могут быть определены по индикаторной диаграмме, поэтому
их иногда называют коэффициентами скрытых потерь.
Схемы поршневых компрессоров.
По конструктивному исполнению поршневые компрессоры делят на
крейцкопфные и бескрейцкопфные с различным расположением осей цилиндров.
Крейцкопфными проектируют поршневые компрессоры при мощности привода
более 50 кВт, а также при сжатии взрывоопасных и токсичных газов.
Холодильные
поршневые
компрессоры
в
зависимости
от
холодопроизводительности Qo проектируют в различных конструктивных
исполнениях. Малые поршневые компрессоры (Qo<12кВт)
проектируют
бескрейцкопфными
бессальниковыми со встроенным электроприводом и
частотой вращения для стационарных
машин 24 с-1 и для транспортных
50с-1. При проектировании холодильных поршневых компрессоров средней
производительности
(Qo=12…120кВт)
предпочтение
отдают
также
бескрейцкопфным непрямоточным поршневым компрессорам, в основном со
встроенным электроприводом и частотой вращения 24с-1. Крупные поршневые
компрессоры (Qo>120кВт) проектируют как крейцкопфными непрямоточными
с цилиндрами двойного действия (Qо>600 кВт), так и бескрейцкопфными
прямоточными и непрямоточными, с цилиндрами
простого
действия
(Qo>500кВт), с внешним электроприводом и частотой вращения от 8,33 до
24с-1. В последнее время предпочтение отдают непрямоточным конструкциям,
имеющим лучшую уравновешенность и меньшие габариты. Отношение радиуса
кривошипа к длине шатуна принимают в диапазоне 0,18…0,22.
Рисунок 4. Кинематические схемы поршневых компрессоров: авертикального; б – V-образного; в – W – образного; г и е – оппозитного; д –
углового;
15
При выборе схемы поршневого компрессора необходимо учитывать его
назначение, физические свойства сжимаемого газа, производительность,
начальное и конечное давление. От выбора схемы зависит величина утечек газа,
износ поршней и цилиндров, размеры маховика и в большой мере
экономичность, габариты и масса машины. При выборе схемы для компрессоров
производительностью менее 1,0 м3/мин предпочтение следует отдавать
конструкциям, обеспечивающим простоту монтажа и эксплуатации. Для
компрессоров большей производительности предпочтение отдают схемам с
большей надежностью и экономичностью.
Холодильные
компрессоры
проектируют
V,
W-образными
и
вертикальными. При большой холодопроизводительности используют
оппозитное исполнение.
Проектирование газовых поршневых компрессоров в конструкторских
организациях, в целях сокращения сроков освоения, повышения качества и снижения трудоемкости изготовления проводится на основе нормализованных баз.
Основной характеристикой всех рядов нормализованной базы является
номинальная поршневая сила давления газов. Параметрами базы являются также
ход поршня S, частота вращения n, средняя скорость поршня и габаритные
размеры.
ЛЕКЦИЯ 3.
Конструкция поршневых компрессоров.
1. Конструктивное исполнение поршневых компрессоров.
2. Узлы и детали поршневых компрессоров.
Различают следующие типы компрессоров: крейцкопфные и
бескрейцкопфные; простого и двойного действия; прямоточные и
непрямоточные: блок-картерные и блок-цилиндровые; с внешним и
встроенным приводом; с горизонтальным, вертикальным, угловым и
оппозитным расположением цилиндров; с водяным и воздушным охлаждением;
с принудительной и свободной системами смазывания.
В крейцкопфных конструкциях движение от шатуна к поршню
передается через крейцкопф и шток, а в бескрейцкопфных — непосредственно
от шатуна к поршню, который в этом случае имеет развитую по высоте
цилиндра поверхность и выполняет роль крейцкопфа.
В прямоточных компрессорах пар в течение всего рабочего процесса
движется в одном направлении, а всасывающий клапан крепится к поршню и
движется вместе с ним. В непрямоточных конструкциях всасывающие и
нагнетательные клапаны неподвижны, а пар при всасывании и нагнетании
меняет направление движения.
16
В компрессорах простого действия сжатие пара осуществляется одной
стороной поршня, а в компрессорах двойного действия обеими сторонами
поршня соответственно в двух рабочих полостях цилиндра.
Блок-картерные конструкции имеют цилиндры и картер в общей
отливке. Блок-цилиндровые конструкции применяются в настоящее время
сравнительно редко; здесь картер и блок цилиндров — отдельные детали,
крепящиеся друг к другу болтами.
Компрессоры с внешним приводом или сальниковые соединяются с
двигателем через муфту или ременную передачу. Бессальниковые
компрессоры имеют встроенный в картер электродвигатель. Съемные крышки
обеспечивают здесь доступ к клапанам и к механизму движения. В
герметичных конструкциях негерметичный корпус компрессора вместе с
электродвигателем помещены в герметичный разъемный или неразъемный
кожух.
В вертикальных компрессорах оси цилиндров расположены
вертикально, а их число — один или два. Угловые компрессоры выполняют с
V-, W- или V V-образным расположением цилиндров.
В компрессорах, имеющих свободную (безнасосную) систему
смазывания, масло подается к трущимся поверхностям за счет разбрызгивания.
В принудительных системах смазывания масло подается под давлением,
создаваемым насосом.
По функциональным признакам, а также по конструктивным
особенностям компрессоры можно разделить на следующие группы:
стационарные и транспортные; высоко-, средне- и низкотемпературные; одно-,
двухи
многоступенчатые;
с
устройством
для
регулирования
производительности и без него.
В отдельную группу холодильных компрессоров следует выделить
компрессоры, работающие без смазочного масла в цилиндре. Они обладают
существенным преимуществом, так как не загрязняют теплообменные
аппараты маслом и тем самым значительно повышают эффективность их
работы.
В настоящее время получили распространение крейцкопфные
компрессоры, в которых цилиндры не смазываются, а механизм движения
имеет обычное циркуляционное смазывание.
Дальнейшее
совершенствование
компрессора
направлено
на
-1
уменьшение мощности трения, увеличение частоты вращения вала до 25 с и
выше. Бескрейцкопфные компрессоры.
Бескрейцкопфные компрессоры,
получившие наибольшее распространение в настоящее время,
отличаются
большим разнообразием конструкций, простотой устройства, надежностью и
компактностью.
Эти машины, как правило, простого действия: полость
цилиндра, обращенная к картеру, у них нерабочая. Этот недостаток
компенсируется
более
высокой
частотой
вращения вала, меньшей металлоемкостью, возможностью применения более
прогрессивной технологии изготовления. Существенным недостатком
бескрейцкопфных компрессоров является значительный унос масла из
17
картера в тёплообменные аппараты, что снижает интенсивность
теплопередачи в аппаратах и увеличивает их размеры и стоимость.
Бескрейцкопфные компрессоры выполняются с воздушным или
водяным
охлаждением
цилиндров
в
зависимости
от
величины
холодопроизводительности, от типа применяемого холодильного агента и
температурного интервала рабочих, режимов. При водяном охлаждении
верхняя часть цилиндров, а иногда и крышки, имеет водяную рубашку,
выполненную в блок-картере или блок-цилиндре.
Бескрейцкопфные компрессоры выпускаются как прямоточными, так и
непрямоточными. В прямоточном компрессоре всасывающий клапан
размещается в днище поршня и двигается вместе с ним. В такой конструкции
площадь, занимаемая клапаном, как правило, больше, чем в непрямоточном
компрессоре, а следовательно, больше и проходные сечения. Это обеспечивает
меньшие скорости пара и меньшие энергетические потери из-за
газодинамических сопротивлений. В прямоточном компрессоре с водяным
охлаждением водяная рубашка разделяет всасывающую и нагнетательную
полости. Это ослабляет теплообмен между всасываемым и нагнетаемым паром
и увеличивает коэффициент подогрева.
Существенными недостатками прямоточного компрессора являются
сравнительно большая масса поршня и невозможность регулирования
производительности компрессора принудительным открытием всасывающего
клапана. Увеличение массы поршня из-за установки на нем всасывающего
клапана приводит к увеличению сил инерции поступательно движущихся масс,
вызывает дополнительные напряжения в деталях кривошипно-шатунного
механизма и ограничивает возможность повышения частоты вращения коленчатого вала.
Современные бескрейцкопфные компрессоры имеют двухопорные
коленчатые валы с двумя коленьями, расположенными под углом 180°.
Коренными опорами вала служат подшипники качения, шатунные подшипники
выполнены в виде тонкостенных вкладышей с баббитовой заливкой.
Картер компрессоров заполнен парами холодильного агента, поэтому
выходной конец вала должен быть надежно уплотнен как во время работы, так
и во время стоянки. Это достигается установкой сальника с масляным
затвором.
На рисунке 5 показан разрез крупного прямоточного четырехцилиндрового
компрессора АУ200. Его производительность 233 кВт (при tо = -15°С и tк =
30°С) при работе на R22 с частотой вращения вала 24 с-1. Компрессор Vобразный с углом развала между осями цилиндров 90°. В верхней части
цилиндров в отливке блок-картера расположена водяная полость. Смазывание
сальника и шатунных подшипников — принудительное, от шестеренного
масляного насоса, а цилиндров, поршневых пальцев и коренных подшипников
— разбрызгиванием. Масло подводится к сальнику, откуда по сверлениям в
коленчатом валу подается к шатунным подшипникам. Для облегчения пуска
компрессора отжимают комбинированный перепускной и предохранительный
клапаны.
18
Рисунок 5. Разрез бескрейцкопфного прямоточного компрессора АУ200:
1 — блок-картер; 2 — сальник; 3 — пластинчатый фильтр; 4 — сетчатый
фильтр; 5 — масляный насос; 6 — коленчатый вал; 7 — шатун; 8 —
всасывающая полость; 9 — нагнетательная полость; 10 — нагнетательный
клапан; 11 — всасывающий клапан; 12 — поршень; 13 — гильза цилиндра
Бессальниковые компрессоры. Бессальниковые компрессоры имеют
встроенный
электродвигатель
и
блок-картерную
бескрейцкопфную
конструкцию. Бессальниковые компрессоры предназначены для работы на
холодильных агентах, не разрушающих медную обмотку статора
электродвигателя. В этих машинах применяют, как правило, коленчатый вал и,
в редких случаях, для самых мелких моделей — эксцентриковый. В качестве
коренных опор используются подшипники как качения, так и скольжения.
В бессальниковых конструкциях всасываемый пар проходит через зазор
между статором и ротором и охлаждает таким образом электродвигатель.
Охлаждение электродвигателя всасываемым паром позволяет в 1,5—1,8 раза
19
превышать его номинальную мощность, поэтому бессальниковые компрессоры
имеют встроенные электродвигатели значительно меньших размеров и массы, чем
открытые, однако к этим двигателям предъявляются повышенные требования в
отношении пускового момента и способности изоляции обмотки длительное время
выдерживать повышенную температуру (до 125°С), что имеет место при работе
компрессора в режимах с малой производительностью.
Другой важной особенностью бессальниковых компрессоров является то,
что шестеренные масляные насосы в них должны быть реверсивными, т. е.
обеспечивать смазывание механизмов независимо от направления вращения
коленчатого вала машины.
Рисунок 6. Бессальниковый компрессор малой производительности
ФБС6.
На рисунке 6 показан вертикальный бессальниковый компрессор малой
производительности ФБС6. Цилиндровый блок, картер и корпус электродвигателя
выполнены в одной отливке. Доступ к механизму движения осуществляется
через боковую крышку картера, в торце корпуса электродвигателя имеется
крышка для монтажа вала и двигателя. На конце вала находится диск,
захватывающий масло, которое по каналу вала под действием центробежной
силы поступает к шатунным подшипникам. Всасываемый пар проходит по каналу
между ротором и статором во всасывающую полость блока цилиндров и оттуда —
во всасывающую полость крышки цилиндров. Клапанная группа установлена на
20
общей чугунной клапанной плите. Всасывающие клапаны — упругие, полосовые;
нагнетательные — дисковые, нагруженные цилиндрической пружиной.
Герметичные компрессоры. В герметичных компрессорах отсутствуют
съемные крышки, здесь механизм вместе с электродвигателем помещен в
герметичный сварной стальной кожух. Компрессоры должны отличаться
надежностью, долговечностью, малым уровнем шума.
Рисунок 7. Герметичный компрессор ФГ 0,7.
Рассмотрим конструкцию герметичного компрессора на примере
двухцилиндрового непрямоточного агрегата ФГ0,7 (рисунок 7). Компрессор имеет
вертикальный эксцентриковый вал и два горизонтальных цилиндра,
расположенных под углом 90°. Корпус компрессора 1 отлит вместе с цилиндрами
из серого перлито-ферритного чугуна и укреплен в нижней половине кожуха на
трех пружинных подвесках 3. Бронзовые шатуны 4 с неразъемными головками
надеты на шатунную шейку эксцентрикового вала 5. Съемные противовесы 6
крепятся к валу винтами. Стальные поршни 7 вместо уплотнительных колец
имеют уплотнительные канавки.
Всасывающие и нагнетательные клапаны — пластинчатые, установлены на
общей клапанной плите 9.
21
В верхнюю часть корпуса запрессован пакет статора электродвигателя 13.
Ротор 12 посажен на верхний хвостовик эксцентрикового вала. Двигатель
охлаждается всасываемыми парами. Для усиления циркуляции пара ротор
снабжен крыльчаткой 11. Во всасывающую полость головки цилиндров пар
поступает по всасывающей трубке 10. Сжатый пар выходит через глушитель 8,
расположенный в корпусе компрессора между цилиндрами, нагнетательный
трубопровод и выходной штуцер 2.
Узлы и детали компрессоров. Шатунно-поршневая группа. К шатуннопоршневой группе относятся поршень, шатун в сборе, поршневой палец,
поршневые кольца, всасывающий клапан в прямоточных компрессорах.
В бескрейцкопфных компрессорах применяются поршни тронкового типа,
которые характеризуются развитой боковой поверхностью, необходимой для
восприятия нормального к поверхности цилиндра давления, достигающего 15—
20 % от значения свободных усилий на поршень.
Поршни прямоточных компрессоров (рисунок 8а) делятся перегородкой
на две части: крейцкопфную, в которой расположен поршневой палец и которая
воспринимает большую часть боковых усилий, и проточную, через которую
всасываемый пар поступает к всасывающему клапану, расположенному в
верхнем торце поршня.
Наружная поверхность прямоточного поршня состоит из трех поясов:
верхнего, где расположены уплотняющие поршневые кольца; нижнего — с
маслосъемными кольцами и среднего, в котором имеются окна для прохода пара.
Высота поршня определяется числом поршневых колец и высотой окна в нем для
прохода пара. В отечественных конструкциях принято применять два-три
уплотнительных кольца в верхней части поршня и одно маслосъемное — в
нижней. Ход поршня, высота окна, расположение поршневых колец, а также
размеры отверстий в гильзе цилиндра должны быть взаимно согласованы, при
этом высота окна в поршне должна быть примерно равна сумме хода поршня и
высоты отверстий в стенке цилиндра. Неправильное взаимное расположение
нижнего уплотнительного и маслосъемного колец по отношению к отверстиям
может быть одной из причин усиленного уноса масла в нагнетательную линию и
даже поломки поршневых колец.
Поршни непрямоточных компрессоров, по сравнению с описанными,
имеют при одинаковом диаметре с ними меньшую высоту и массу. В верхней их
части располагаются один - три уплотнительных кольца и под ними —
маслосъемное (рисунок 8б) Расположение маслосъемного кольца выше
поршневого пальца улучшает условия смазывания поверхности поршня.
Уплотнительные поршневые кольца предназначены для уплотнения зазора
между поршнем и цилиндром, уменьшения утечки пара в процессе сжатия.
Уплотнение обеспечивают: 1) собственная упругость колец или плоской
пружины - эспандера, применяемого в случае изготовления колец из
неметаллических материалов; 2) давление пара в зазоре между кольцом и дном
канавки поршня, прижимающее кольцо к стенке цилиндра; 3) лабиринтное
действие нескольких колец. С возрастанием частоты вращения число
уплотнительных колец уменьшается, так как уменьшается относительная
величина утечек.
22
Рисунок 8. Шатунно-поршневая группа: а – прямоточного компрессора; б
– непрямоточного компрессора.
Основная утечка пара происходит через зазор в замке кольца. Величина
зазора зависит от материала кольца и его максимальной рабочей температуры.
Для чугунных колец аммиачных компрессоров рекомендуется зазор 0,005 диаметра
цилиндра; для хладоновых машин — 0,003 диаметра цилиндра. Применение для
колец неметаллических материалов, например фторопласта с наполнителями,
уменьшает трение и износ цилиндра и поршневых канавок.
Маслосъемные кольца предназначены для уменьшения уноса масла из
цилиндра в нагнетательную полость и далее в систему.
23
Рисунок 9. Маслосъемные кольца: а – конические; б – с проточенной
кольцевой канавкой.
Наиболее распространенными являются два типа маслосъемных колец:
конические (а) и с проточенной кольцевой канавкой (б) (рисунок 9). Действие
конического кольца основано на том, что при ходе поршня вверх масло
попадает в клиновидный зазор, сжимает кольцо и остается на стенке цилиндра.
При ходе поршня вниз масло снимается кольцом и собирается в кольцевой
проточке, откуда по отверстиям в стенке поршня стекает в картер. На внешней
поверхности кольца второго типа сделана кольцевая канавка, в которую
выходит ряд отверстий или узких щелей, выполненных в стенке поршня. Это
кольцо обеспечивает стекание масла в картер как при ходе поршня вниз, так и
при ходе вверх.
Шатуны бескрейцкопфных компрессоров выполняются с прямым или
косым разъемом. По условиям сборки большей части компрессоров шатун
должен проходить через цилиндр, что ограничивает поперечный размер нижней
головки шатуна. Диаметр шатунной шейки коленчатого вала в этих случаях не
должен превышать 0,55— 0,68 диаметра цилиндра.
В многоцилиндровых блок-картерных компрессорах по условиям
жесткости коленчатого вала диаметр шатунной шейки доходит до 0,75—0,8
диаметра цилиндра. В этих случаях шатуны выполняют с косым разъемом, что
уменьшает поперечный размер, нижней головки.
Клапаны. Клапаны в значительной степени определяют надежность и
экономичность работы компрессора, поэтому к ним предъявляется ряд
разнообразных требований: достаточные площади проходных сечений;
минимальные мертвые объемы в элементах клапанов; максимальная
прямолинейность каналов для прохода пара; небольшие перемещения при работе и
малая масса запорных органов (пластин, дисков и др.); плотность закрытия;
технологичность изготовления и др. Из этого видно, что требования часто носят
противоречивый характер. Например, по условиям малых депрессий
пружинящие элементы должны иметь небольшую упругость, в то время как
своевременная посадка пластины на седло обеспечивается повышенной
упругостью; малое сопротивление требует увеличенных проходных сечений, что
противоречит требованию уменьшения мертвого пространства и поверхностей
каналов, соприкасающихся с паром.
24
Рисунок 10. Кольцевые клапаны непрямоточного компрессора: а простые; б - с устройством для регулирования производительности;
1- пружина всасывающего клапана; 2 - седло всасывающего клапана; 3 пластина всасывающего клапана; 4 - розетка всасывающего клапана; 5, 7, 8 пластины, седло и розетка нагнетательного клапана; 6 - буферная пружина; 9 пружина нагнетательного клапана; 10 - катушка электромагнита.
В крупных и средних бескрейцкопфных непрямоточных компрессорах
наибольшее распространение получили кольцевые клапаны (рисунок 10). В этих
клапанах пластины имеют кольцевую форму, их толщина составляет 0,8—1,5 мм.
Пластины поднимаются с седла и садятся на него под действием разности
давлений с обеих сторон пластины. Своевременной посадке пластины на седло
способствуют также цилиндрические пружины, равномерно размещенные по периметру пластины. Для обеспечения минимального усилия открытия и
своевременного закрытия клапана иногда применяются пружины переменной
жесткости.
В прямоточных компрессорах во всасывающих клапанах обычно
применяют беспружинные кольцевые или самопружинящие ленточные полосовые
клапаны (рисунок 11). В отличие от кольцевых полосовые клапаны имеют
меньшую массу запорных органов. Пластина, свободно лежащая на седле, при
подъеме прижимается к ограничителю, форма которого соответствует линии
прогиба равномерно нагруженной балки на двух опорах.
Для малых хладоновых компрессоров обычной является конструкция, при
которой всасывающие и нагнетательные клапаны расположены на одной плите,
закрывающей двухцилиндровый блок (рисунок 6). Основное преимущество
такой конструкции — удобство монтажа и ремонта; существенным недостатком
является повышенный подогрев всасываемого пара, что ухудшает объемные и
энергетические коэффициенты компрессора. Высоту, подъема пластины выбирают
в зависимости от частоты вращения вала.
25
Рисунок 11. Ленточный полосовой клапан прямоточного компрессора.
Необходимым условием эффективной работы клапанов является
их динамическая плотность, т. е. отсутствие перетечек через щели
в закрытом клапане работающего компрессора. К нагнетательным клапанам
компрессоров, работающим в составе автоматизированных холодильных машин
предъявляется также требование статической плотности. Клапан, имеющий
статическую плотность, препятствует повышению давления в картере и на
всасывающей стороне компрессора во время его стоянки.
Сальниковые уплотнения. Сальниковые уплотнения предназначены для
уплотнения приводного конца коленчатого вала в месте выхода его из картера
или штока в месте выхода его из цилиндра с целью надежной и полной
герметизации рабочих полостей компрессора, как в процессе его работы, так и
во время стоянки.
Штоки крейцкопфных компрессоров уплотняют многокамерными
сальниками с жесткой набивкой, состоящей из чугунных или алюминиевых
разрезных колец: Число камер в сальнике аммиачного компрессора составляет
три-четыре штуки при диаметре штока 50 – 150мм.
Выходные концы валов бескрейцкопфных компрессоров уплотняются
сальниками с металлографитовыми стальными закаленными кольцами и
сильфонными сальниками.
Преобладающим типом являются односторонние (рисунок 12а) и
двухсторонние (рисунок 12б) пружинные сальники. В этих сальниках
уплотнение в радиальном направлении обеспечивается плотным прилеганием
торцевых поверхностей трущейся пары — металлографитового неподвижного
кольца и вращающегося вместе с валом кольца (или двух колец), изготовленного
из цементированной закаленной углеродистой или легированной стали.
Подвижное кольцо уплотняют резиновым или фторопластовым кольцами, стойкими
к воздействию хладонов, аммиака и смазочных масел.
26
а
б
Рисунок 12. Пружинные сальники: а — односторонний; б — двухсторонний;
1 — крышка сальника; 2 — вращающееся стальное кольцо; 3 — неподвижное
металлографитовое кольцо; 4 — резиновая прокладка; 5 — ведущее
кольцо; 6 —пружина; 7 — нажимное кольцо; 8 — резиновое кольцо.
Трущиеся кольца прижимаются друг к другу одной (при диаметре вала до
50мм) или несколькими пружинами, установленными в сепараторе. В камеру
сальника масло подается насосом, благодаря чему достигается: дополнительное
уплотнение; уменьшение мерности трения в трущихся деталях; охлаждение
трущихся деталей; унос продуктов износа. Описанные конструкции сальников
отличаются надежностью, простотой изготовления и монтажа, удобством эксплуатации.
Системы смазывания. Для надежной и безопасной работы поршневого
компрессора необходимо, чтобы смазкой были обеспечены все трущиеся пары, а
именно: поршень и цилиндр; поршневой и крейцкопфный пальцы; шатунные и
коренные подшипники вала; сальник вала или штока; механизм передачи
движения от вала к масляному насосу.
По способу подачи масла системы смазывания можно разделить на две:
разбрызгиванием (барботажную) и принудительную. В сальниковых хладоновых
компрессорах малой производительности широко применяют барботажное
смазывание. При этом способе коленчатый вал с помощью специальных
разбрызгивателей образует масляный туман, который оседает на поверхности
трущихся деталей. С увеличением размеров компрессора возрастают давления в
трущихся парах и энергия, необходимая для преодоления трения, поэтому в
средних и крупных компрессорах применяется только принудительная система
смазывания.
В герметичных компрессорах принудительное смазывание применяется для
обеспечения надежности, снижения уровня шума, а также для отвода теплоты от
27
трущихся деталей и встроенного электродвигателя к кожуху компрессора,
охлаждаемого окружающим воздухом.
В холодильных поршневых компрессорах для принудительного смазывания
применяются центробежные, шнековые, шестеренные, ротационные и плунжерные
насосы.
Смазывание бескрейцкопфных средних и крупных компрессоров чаще всего
осуществляют от шестеренных насосов. Встречаются два варианта размещения
таких насосов: ниже уровня масла в картере — затопленный насос и насос,
расположенный по оси коленчатого вала. Затопленный насос надежен в работе,
однако в этом случае он требует привода из двух-трех шестерен, что делает
агрегат громоздким и трудоемким. Более просты и компактны шестеренные
насосы с внутренним зацеплением, ось которых совпадает с осью коленчатого
вала. Они отличаются хорошей работоспособностью на. масле, насыщенном
хладоном, что имеет большое значение при пуске компрессора после длительной
стоянки.
В высокооборотных многоцилиндровых компрессорах отвод теплоты от
картера к воздуху может оказаться недостаточным — в этих случаях могут
применяться водяные холодильники, встроенные в картер.
Масляный насос должен поддерживать давление, превышающее давление
в картере (давление всасывания) на 0,06—0,25 МПа.
В малых компрессорах с вертикальным валом наиболее простым и
надежным способом смазывания является центробежный. Насосом здесь является
вал компрессора, имеющий радиальные сверления, и вертикальный канал,
смещенный относительно оси вращения вала. Масло под действием центробежной
силы проходит по радиальному отверстию к вертикальному каналу и далее
направляется к парам трения. В малых компрессорах применяются и другие
способы смазывания.
ЛЕКЦИЯ 4.
Основы расчета поршневых компрессоров.
1.
2.
3.
4.
Порядок расчета.
Выбор основных параметров.
Газодинамический расчет.
Динамический расчет.
Расчет поршневого компрессора осуществляется в следующем порядке: 1.
Определение объема, описываемого поршнями. 2. Выбор основных параметров.
3. Газодинамический расчет. 4. Динамический расчет. 5. Расчет деталей на
прочность.
Для определения объема, описываемого поршнями, необходимо знать
холодпроизводительность компрессора, режим его работы, вид холодильного
28
агента. Режим работы определяется температурой tо, tк, tвс, tрв. Объем,
описываемый поршнями компрессора определяют по формуле:
Vh 
Qo
; (м3 / c).
  qo
Эффективная мощность при заданном режиме определяется:
N е  N ад /  e .
λ и ηе- выбирают на основании экспериментальных данных для
выпускаемых компрессоров, близких к рассчитываемому по конструкции и
производительности.
Потери давления на всасывании и нагнетаний: для хладоновых
компрессоров - Pв  (0,05...0,1)Pв и PН  (0,1...0,15)PН ; для аммиачных
компрессоров - Pв  (0,03...0,05) Pв и PН  (0,05...0,07) PН .
Работа холодильного компрессора не ограничивается заданным режимом –
в реальных условиях режимы работы могут существенно отличаться от
заданного (изменение температуры охлаждения конденсатора, режима
охлаждения и т.д.). Для учета экстремальных условий работы поршневого
компрессора введены три расчетных режима.
I – режим максимальной разности давления кипения и конденсации, по которым
рассчитывают на прочность детали механизма движения.
II – режим максимальной мощности на валу компрессора. В этом режиме среднее
индикаторное давление Pi имеет максимальное значение. При этом
максимальная мощность определяется:
N max  Pi max  VT .
III – режим пробных давлений. Применяют его для расчета на прочность
корпусных деталей компрессора, работающих под давлением паров
холодильного агента: картеров, крышек картеров и цилиндров.
Основные размеры и параметры поршневого компрессора.
К основным размерам компрессора относятся: D – диаметр цилиндра, S –
ход поршня. Основные размеры позволяют определить рабочий объем
цилиндров компрессора, при назначенном количестве цилиндров в нем (z).
Основными параметрами компрессора являются: отношение хода поршня к
диаметру цилиндра  
S
; частота вращения
D
n, c 1 ; приведенная частота
вращения ψּn и относительный мертвый объем c,%. К производным параметрам
относятся: средняя скорость поршня C m , м/с; максимальное ускорение поршня
j max , м/с2 или параметр ускорения K j  S  n ; максимальные удельные силы
2
29
инерции imax ,Па; параметр удельных сил инерции K i  S 1.5  n 2 ; секундный
(часовой) объем, описанный поршнями Vh , м3/с.
При расчете компрессора необходимо подобрать такую комбинацию
параметров D, S, z, n, которая обеспечила бы требуемый описанный объем Vh в
соответствии с зависимостью:
Vh  0,25  D 2  S  z  n ,
откуда
D3
4Vh
zn
Последнее выражение показывает, что величина  , при остальных
одинаковых параметрах позволяет уменьшить D и сократить относительный
мертвый объем. Однако при этом увеличиться ход поршня, длина шатуна и
возрастают удельные силы инерции. Компрессоры с малыми значениями 
имеют высокую частоту вращения вала. Увеличение  целесообразно в тех
случаях, когда для деталей механизма движения используют материалы с
высокими механическими свойствами. Для бескрейцкопфных компрессоров 
=0,6…0,8.
К числу важнейших параметров компрессора относиться частота вращения
коленвала. С увеличением n уменьшаются габаритные размеры и масса машины.
Однако от значения n зависят не только габаритные размеры и масса, но и
объемные и энергетические коэффициенты, динамические характеристики,
трудоемкость изготовления, надежность, экономичность и долговечность.
Современные
тенденции
компрессоростроения
характеризуются
повышением частоты вращения. Повышение n возможно только при
усовершенствовании отдельных узлов и компрессора в целом, при
использовании соответствующих конструкционных материалов и смазочных
масел. Большая часть современных холодильных компрессоров имеет
непосредственный привод от электродвигателя. Их частота вращения принята
16,7; 25; 50 c 1 .
Средняя скорость поршня определяется:
cm  2Sn .
Средняя скорость поршня определяет гидравлические потери в газовом
тракте, инерционные усилия, мощность терния и износ трущихся деталей. В
современных компрессорах параметр c m находиться в интервале значений
2...4,5м/с.
Газодинамический расчет.
Его проводят с целью обеспечения допустимых скоростей пара и
гидравлических потерь в характерных сечениях газового тракта. Условная
средняя скорость в рассматриваемом сечении газового тракта:
30
ссеч  сm  Fn / f сеч ,
Fn - площадь поршня, м 2 ;
f сеч -площадь рассматриваемого сечения, м 2 .
Значения средней скорости пара в проходных сечениях компрессора находятся в
интервале 12…60 м/с в зависимости от вида проходного сечения и холодильного
агента. Гидравлические потери на участке компрессора определяют:
2
p  0,5c сеч
 ,(МПа),
где  -коэффициент местного сопротивления.
При проектировании клапанов необходимо обеспечить условие
M кл  0,25, M кл -критерий скорости потока пара в клапане. Мкл=скл/а, где скл условная постоянная скорость пара в клапане, м/с; а - скорость звука в паре, м/с.
с кл  с m Fn / Ф ,
Ф ─ эквивалентная
способность клапана).
площадь клапана, м2, (определяет пропускную
Ф  щ fщ  с fс ,
αщ и αс- коэффициенты расхода щели и седла; f щ и f щ -площадь проходных
сечений щели и седла.
щ  1  щ ;
 -коэффициент клапанов (1,5…3).
Скорость звука можно определить:
a  kRT ,
где k- показатель адиабаты,
R – удельная газовая постоянная
Дж
,
кг К
T – абсолютная температура пара, K.
Гидравлические потери в клапане определяют:
Pкл  0,5 с кл2  .
31
Динамический расчет.
Он проводится с целью определения сил и моментов, действующих в
компрессоре. Результаты динамического расчета используются для определения
необходимого момента маховика; расчета противовесов, расчета деталей
компрессора на прочность, подшипников на износ и для проектирования
системы смазки.
На механизм движения работающего компрессора воздействуют
следующие факторы: сила давления пара в цилиндрах; силы инерции масс,
движущихся возвратно-поступательно; силы инерции неуравновешенных
вращающихся масс; силы трения; вращающийся момент.
Схема кривошипно-шатунного механизма и силы, действующие на его
элементы, представлены на рисунке 13.
Рисунок 13. Схема кривошипно-шатунного механизма поршневого компрессора
32
Суммарная свободная сила действует по оси цилиндра, она определяется
как сумма сил: P=П+IП +RП, где П – сила от давления пара в цилиндре, Н; IП –
сила инерции поступательно движущихся масс,Н; RП – сила трения
поступательно движущихся частей, Н.
Сила от давления пара в цилиндре определяется разностью давлений со
стороны крышки цилиндра ркр и со стороны вала рв:
П=(ркр-рв)Fn .
Силу давления пара в цилиндре или газовую силу П определяют также из
индикаторной диаграммы компрессора. Сила инерции
поступательно
движущихся масс:
IП=-тПr2(cos+cos2),
где тП - масса поступательно движущихся частей (поршня, поршневого пальца
и 1/3 массы шатуна); r – радиус кривошипа, м;  – угловая скорость вала, рад/с
(ω=2πn);  – угол поворота кривошипа от верхней мертвой точки;  –
отношение радиуса кривошипа к длине шатуна.
Силу трения поступательно движущихся частей условно принимаем
постоянной: Rп=0,06МПаFп.
Удельные силы трения деталей, движущихся возвратно-поступательно
считают постоянными по величине. Они направлены против движения и меняют
свой знак в мертвых точках.
Суммарную свободную силу можно разложить на две
составляющие: Р ш =Р/cos  , действующую по оси шатуна, и Р н =Р/tg  ,
действующую на стенку цилиндра. Силу Р ш , приложенную к шатунной
шейке, также можно разложить на тангенциальную:
Р t =-Psin(  +  )/cos  ,
действующую перпендикулярно к кривошипу, и радиальную:
Р r =Pcos(  +  )/cos  ,
действующую по оси кривошипа.
Направление действующих сил показанное на рисунке 13,
принято положительным. Следовательно, при положительном, значении
силы П, I П , R П , Р, Р ш вызывают сжатие шатуна, сила Р t направлена
против вращения вала, сила Р r – к оси вращения вала.
Кроме перечисленных сил, в динамическом расчете определяют
силу инерции вращающихся масс:
Iвр=mврr2,
33
силу трения вращающихся частей:
Rвр=(0,30,4)NТР/cm,
и силу тяжести деталей компрессора.
Результаты динамического расчета используют при расчете на прочность
деталей компрессора, подшипников на износ, для проектирования системы
смазки и определения неуравновешенных сил и моментов, действующих на
фундамент.
ЛЕКЦИЯ 5.
Основы расчета конденсаторов холодильных машин.
1. Общая характеристика конденсаторов.
2. Расчет теплоотдачи в конденсаторах.
3. Тепловой и конструктивный расчет конденсаторов.
Назначение и классификация. Конденсатор служит для передачи теплоты
холодильного агента охлаждающей среде или «источнику высокой
температуры». Перегретый пар холодильного агента в конденсаторе
охлаждается до температуры насыщения, конденсируется и охлаждается на
несколько градусов ниже температуры конденсации.
По роду охлаждающей среды конденсаторы можно разделить на две
большие группы: с водяным и воздушным охлаждением. К специальным
конденсаторам относятся испарители-конденсаторы каскадных холодильных
машин и конденсаторы с охлаждением технологическим продуктом.
По принципу отвода теплоты конденсаторы с водяным охлаждением
делятся на проточные, оросительные и испарительные. Два последних типа
аппаратов называют также конденсаторами с водовоздушным охлаждением.
К проточным конденсаторам относятся горизонтальные и вертикальные
кожухотрубные, пакетно-панельные и элементные. В последние годы
проводятся интенсивные исследования опытных образцов пластинчатых
конденсаторов. Полученные результаты свидетельствуют о перспективности
применения этих аппаратов.
Отвод теплоты в проточных конденсаторах осуществляется за счет
нагрева воды в среднем на 4—8 °С. Движение воды внутри труб или каналов
обеспечивается насосами. В оросительных конденсаторах основная часть
теплоты отводится также за счет нагрева воды, кроме того, определенная часть
теплоты идет на испарение воды в воздух. В испарительных конденсаторах
обеспечиваются условия более интенсивного тепломассообмена воды и воздуха,
при которых теплота холодильного агента расходуется на испарение воды и
нагрев воздуха. Температура воды, орошающей поверхность теплопередачи
испарительного конденсатора, практически не меняется.
34
Воздушные конденсаторы делятся на конденсаторы с принудительным и
со свободным движением воздуха. Первый тип конденсатора представляет собой
агрегат, состоящий из теплопередающего пучка и вентилятора с автономным
приводом или с приводом от электродвигателя компрессора. Конденсаторы со
свободным движением воздуха не имеют вентилятора, они проще в
изготовлении и дешевле, имеют лучшие акустические показатели. В то же время
теплоотдача в них хуже, поэтому они работают при более высоких давлениях и
температурах конденсации. Область применения конденсаторов со свободным
движением воздуха ограничена малыми холодильными машинами,
преимущественно бытового назначения.
При охлаждении водой интенсивность теплопередачи значительно выше,
чем при охлаждении воздухом. По этой причине для машин средней и крупной
производительности до недавнего времени применялись исключительно
конденсаторы водяного охлаждения. В связи с возникшей проблемой
сокращения потребления пресной воды ряд отраслей промышленности, в том
числе и холодильная, осуществляют переход от водяного охлаждения к
воздушному.
Требования, предъявляемые к конденсаторам. Высокая эффективность
работы конденсатора является непременным условием экономичности
холодильной машины. Так, понижение температуры конденсации на один градус
(с 30 до 29°С) для холодильной машины с поршневым компрессором,
работающей при средних температурах кипения, приводит к уменьшению
удельного расхода энергии примерно на 1,5 %. Такой же энергетический эффект
достигается при охлаждении жидкого холодильного агента на 1°С ниже
температуры конденсации. Из этого видно, что требование высокой
интенсивности процесса теплопередачи является для конденсатора особенно
важным. Для выполнения этого требования необходимо, чтобы конструкция
конденсатора обеспечивала: 1) быстрое удаление конденсата с поверхности
теплопередачи; 2) выпуск воздуха и других неконденсирующихся газов; 3)
удаление масла в аммиачных аппаратах; 4) удаление загрязнений со стороны
охлаждающей среды: водяного камня и других отложений в аппаратах водяного
охлаждения; пыли, копоти, ржавчины в конденсаторах воздушного охлаждения.
Практика показывает, что выполнить в полной мере все требования
(многообразные и в ряде случаев противоречивые) невозможно. Максимально
полное их выполнение и составляет основы разработки рациональных
конструкций теплообменных аппаратов.
Конденсаторы водяного охлаждения. Для конденсаторов с водяным
охлаждением применяют две системы водоснабжения: прямоточную и
оборотную. При прямоточной системе вода забирается из водоема или
водопроводной сети и после использования в конденсаторе возвращается в
водоем или сливается в канализацию. Такой способ имеет ряд недостатков,
основными из которых являются: высокая стоимость водопроводной воды;
повышенная затрата энергии при значительном удалении источника воды от
потребителя; необходимость в сложных устройствах для забора и фильтрации
воды; возможное загрязнение естественных водоемов. Вопрос о применении той
35
или другой системы водоснабжения решается технико-экономическим
анализом с учетом конкретных условий их применения.
Горизонтальные кожухотрубные конденсаторы. Аппараты этого типа
получили широкое распространение для аммиачных и хладоновых холодильных
машин в большом интервале производительности.
Рисунок 14. Горизонтальный кожухотрубный конденсатор.
Рассмотрим конструкцию аммиачного конденсатора, изображенного
на рисунке
14. К цилиндрическому кожуху 1 с обеих сторон приварены
трубные решетки 2, в которых развальцованы трубы 6, образующие поверхность
теплопередачи. К фланцам трубных решеток на болтах прикреплены крышки 3 с
внутренними перегородками 20. Пары аммиака поступают в верхнюю часть
кожуха через вентиль 4 и конденсируются в межтрубном пространстве аппарата.
Жидкий аммиак выходит из маслосборника 17 через вентиль 19. Масло, проникающее в конденсатор с парами агента, как более тяжелое и малорастворимое
в аммиаке осаждается в маслосборнике 17 и периодически удаляется через
вентиль 18. Внутри корпуса приварены перегородки 7, предотвращающие
вибрацию трубного пучка от пульсации пара.
Охлаждающая вода подается в нижний патрубок 14, проходит внутри
труб и выходит через патрубок 13. Расположение и конфигурация внутренних
перегородок в крышках определяет число ходов, а следовательно, и
скорость протекания воды в аппаратах Число ходов кожухотрубных аппаратов,
как правило, четное и не превышает восьми.
Конденсатор снабжен патрубком для присоединения уравнительной
линии 5, предохранительным клапаном 8, манометром 9, вентилем для выпуска
воздуха 10, указателем уровня 16. Вентили 11 и 15 служат соответственно для
выпуска воздуха и слива воды. В патрубки для воды вварены термометровые
гильзы 12.
36
Поверхностная плотность теплового потока, отнесенная к площади
внутренней поверхности, составляет для таких аппаратов 5800—6500 Вт/м2 при
средней логарифмической разности температуры 5-6°С.
Аммиачные конденсаторы применяют также для работы на хладонах, но
большей частью хладоновые машины комплектуются специальными
аппаратами, имеющими некоторые особенности. Для изготовления
теплопередающих пучков хладоновых конденсаторов применяют трубы из меди
М3, имеющие наружные накатные или насадные пластинчатые ребра. Нижняя
часть таких конденсаторов используется как ресивер для сбора жидкости,
поэтому ее оставляют свободной от труб.
Наряду с рассмотренной конструкцией применяются конденсаторы с Uобразными трубами с одной крышкой или с заваренным кожухом. Такие
аппараты получили название кожухозмеевиковых. Они проще в изготовлении и
надежнее в отношении герметичности, но в них затруднена очистка труб со
стороны воды.
Замена стальных труб медными удорожает конденсатор, но применение
меди, коэффициент теплопроводности которой в 8,5 раз больше, чем у стали,
уменьшает термическое сопротивление стенки трубы, облегчает накатку ребер и
обеспечивает чистоту системы. Благодаря этим мерам плотность теплового
потока, отнесенная к площади внутренней поверхности, достигает 12 000 Вт/м 2
при разности температуры 7—10°С.
Вертикальные кожухотрубные конденсаторы. Эти аппараты отличаются от
предыдущего типа вертикальным расположением кожуха и труб (рисунок15) и
способом распределения воды.
Рисунок 15. Вертикальный кожухотрубный конденсатор.
К кожуху 7 с двух сторон приварены трубные решетки 2, в которых
развальцованы гладкие стальные трубы 3 диаметром 57х3,5 мм.
37
Пары аммиака поступают в межтрубное пространство через патрубок,
расположенный в верхней части кожуха. Конденсат стекает по наружной
поверхности труб и отводится через патрубок, вваренный на 80 мм выше
нижней трубной решетки. На верхней трубной решетке установлен
водораспределительный бак 10 с цилиндрической перегородкой 1. Устройство
крепится болтами к кожуху и уплотняется с помощью резиновой прокладки 12.
Охлаждающая вода подается сверху в кольцевое пространство водораспределительного бака, откуда через прорези в перегородке поступает к трубам
теплопередающего пучка. В каждую трубу вставлена пластмассовая насадка 11,
на боковой поверхности которой выполнены спиральные каналы. Благодаря
этим каналам вода стекает пленкой по внутренней поверхности труб, не
заполняя всего их сечения.
Воздухоотделитель подключается к аппарату через патрубок 4,
расположенный на 500—560 мм выше нижней трубной решетки, так как именно
здесь, вблизи уровня конденсата, наблюдается максимальная концентрация
неконденсирующихся газов.
Для периодического удаления масла служит патрубок 4, изогнутая трубка
которого опущена до трубной решетки. Конденсатор имеет предохранительный
клапан 8, вентиль для выпуска воздуха 9, манометр 6 и патрубок для
присоединения уравнительной линии 5.
Вертикальные кожухотрубные конденсаторы применяются для аммиачных
холодильных машин крупной производительности. Основное преимущество
этих аппаратов — относительная легкость очистки от загрязнений со стороны
воды. Плотность теплового потока, отнесенная к площади внутренней
поверхности, составляет 4700 - 5200 Вт/м2; площадь поверхности теплопередачи
серийных конденсаторов находится в пределах 50—250 м2.
Оросительные конденсаторы. Серийный оросительный аммиачный
конденсатор (рисунок 16) представляет собой ряд плоских змеевиков (секций),
выполненных из 14 горизонтальных труб диаметром 57х3,5 мм. Пары аммиака
через патрубок 2 поступают в распределительный коллектор 3 и оттуда в
нижние трубы секций. По мере продвижения вверх аммиак конденсируется и
удаляется через промежуточные отводы в вертикальный стояк 6, откуда
сливается в ресивер 4, соединенный с верхней частью конденсатора
уравнительной линией 5. Подача паров аммиака в нижнюю трубу секции
предотвращает попадание масла в верхние трубы и уменьшает их термическое
сопротивление. Промежуточный отвод конденсата из 4, 8, 10 и 12 труб каждой
секции исключает затопление нижней части змеевика, что также повышает
интенсивность теплопередачи.
Вода подается насосом в водоприемный бак 1 и далее в водораспределительные желоба треугольного сечения, расположенные над каждой
секцией. Переливаясь через края желоба, вода равномерно орошает трубы и
сливается в поддон. Из поддона часть нагретой воды удаляется в дренаж, а часть
после добавления свежей воды направляется на рециркуляцию. Расход
орошающей воды, включая и свежую, на каждую секцию составляет 10—12
м3/ч. С целью экономии свежей воды вблизи оросительного конденсатора
сооружают водоохлаждающие устройства — пруд или градирню.
38
Рисунок 16. Оросительный конденсатор.
Конденсатор характеризуется достаточно интенсивной работой,
плотность теплового потока составляет 4100—5200 Вт/м2, масса - 40—45 кг на
1м2 теплопередающей поверхности.
К преимуществам оросительного конденсатора относятся: меньший
расход воды по сравнению с кожухотрубными аппаратами; меньший удельный
расход металла; простота в изготовлении и надежность в работе. Имеются и
существенные недостатки: громоздкость; необходимость установки в открытом
пространстве; необходимость тщательного ухода за водораспределительным
устройством; значительное загрязнение орошающей воды.
Испарительные конденсаторы. В испарительном конденсаторе (рисунок
17), в отличие от оросительного, вентиляторы обеспечивают вынужденное
движение воздуха снизу вверх в противоток воде, стекающей по поверхности
теплопередающих труб.
Пары аммиака поступают в форконденсатор 2, затем проходят через
маслоотделитель и направляются в секцию конденсатора 5. Из нижней части
секции жидкий аммиак отводится в ресивер.
Вода из фильтровальной камеры 7 забирается насосом 6 и подается в
орошающее устройство 4, выполненное в виде трубы с форсунками или
отверстиями. Разбрызгиваемая вода стекает в поддон, смачивая всю наружную
поверхность основной секции. Часть воды испаряется и уносится встречным
потоком воздуха, который обеспечивается вентиляторами 1, установленными на
верхнем конфузорном участке кожуха. Свежая вода для компенсации испарившейся поступает в поддон через поплавковый регулирующий клапан 8, он же
служит для поддержания постоянного уровня воды, необходимого для
нормальной работы циркуляционного насоса.
39
Рисунок 17. Испарительный конденсатор
В форконденсаторе пар холодильного агента охлаждается до состояния,
близкого к насыщению, а главное — происходит конденсация масляных паров и
группирование весьма мелких капель в крупные. По этой причине после
форконденсатора устанавливают маслоотделитель. Для уменьшения количества
уносимой из аппарата влаги между орошающим устройством и
форконденсатором устанавливается сепаратор 3.
Преимущества испарительного конденсатора: небольшой расход свежей
воды, составляющий 10—15% от расхода ее в проточных конденсаторах;
компактность; возможность применения в транспортных холодильных машинах.
Основной недостаток конденсаторов этого типа заключается в
сравнительно низком значении коэффициента теплопередачи, вследствие чего
увеличивается расход бесшовных труб.
Значение плотности теплового потока существенно зависит от состояния
атмосферного воздуха и в среднем находится в пределах 1400—2300 Вт/м2 при
разности температуры 3°С.
Воздушные конденсаторы. Конденсаторы с принудительным движением
воздуха. Хладоновые конденсаторы для малых и средних холодильных машин по
конструкции однотипны. Аппарат состоит из одной или нескольких секций,
соединенных последовательно калачами или параллельно - коллекторами.
Секция представляет собой плоский оребренный змеевик из медных или
стальных труб диаметром от 10 до 30 мм. Ребра стальные или алюминиевые,
обычно прямоугольной формы. Шаг ребер не менее 3,6 мм, в противном случае
происходит быстрое загрязнение теплопередающей поверхности.
40
Рисунок 18. Воздушный конденсатор с принудительным движением
воздуха.
Пар хладона подводится сверху к первой секции или к паровому
коллектору, жидкость отводится снизу из последней секции или жидкостного
коллектора. Как уже отмечалось, в целях экономии пресной воды
осуществляется переход от водяного охлаждения к воздушному.
Холодильным машиностроением освоен выпуск конденсаторов на базе
аппаратов воздушного охлаждения горизонтального и зигзагообразного типов
общепромышленного назначения. В аппаратах применены унифицированные
биметаллические трубы, состоящие из стальной гладкой трубы диаметром
25x2мм и наружной оребренной трубы из сплава АМг2 с наружным диаметром
ребер 49 мм. Секция аппарата состоит из четырех, шести или восьми рядов (по
ходу воздуха) труб, развальцованных в прямоугольных трубных решетках и
закрытых литыми крышками.
Рисунок 19. Воздушный конденсатор крупной производительности с
зигзагообразным расположением секций.
На рисунке 19 показан аппарат с зигзагообразным расположением секций,
включающий электродвигатель 5, редуктор 6, колесо вентилятора 7, узел
увлажнения воздуха 4, диффузор 3, жалюзи 2 и секции 1.
41
Конденсаторы со свободным движением воздуха. Основное конструктивное исполнение этих аппаратов — вертикальный или наклонно
расположенный ребристый змеевик. Широкое распространение получили
конструкции двух типов: проволочнотрубные и листотрубные.
Проволочнотрубный конденсатор представляет собой змеевик, к
которому с обеих сторон с шагом 6—10 мм точечной сваркой приварены рёбра
из стальной проволоки диаметром 1—1,5 мм. Змеевик изготовлен из медных
или стальных труб диаметром 5—7 мм с шагом 40—60 мм. Наряду с круглыми
иногда применяют трубы с овальным сечением. Коэффициент оребрения
проволочнотрубного конденсатора составляет 2,5—5.
Листотрубный щитовой конденсатор состоит из змеевика, припаянного к
металлическому листу. Лист выполняет роль сплошного ребра, кроме того,
имеющиеся в нем прорези и отогнутые язычки способствуют более интенсивной
циркуляции
воздуха.
Листотрубные
прокатносварные
конденсаторы
изготавливают из двух алюминиевых листов, в которых выштампованы каналы.
После сварки листов друг с другом каналы образуют змеевик, в котором
происходит конденсация холодильного агента.
Расчет теплоотдачи в конденсаторах.
Расчет теплоотдачи при конденсации холодильных агентов. Расчетные
зависимости для коэффициентов теплоотдачи необходимо выбирать в
зависимости от условий протекания процесса конденсации в аппарате того или
иного типа. Для аппаратов существующих конструкций можно выделить
следующие условия конденсации:
1) на пучках гладких или оребренных горизонтальных труб;
2) на пучках вертикальных гладких труб;
3) внутри вертикальных или горизонтальных труб и каналов;
4) внутри шланговых змеевиков;
5) в присутствии неконденсирующихся газов.
В основе всех расчетных зависимостей для коэффициента теплоотдачи лежит
формула Нуссельта, полученная аналитическим путем для пленочной
конденсации неподвижного пара на поверхности вертикальной и горизонтальной
стенки:
  C4
r 2 3 g
,,
 a d H
где С – коэффициент, равный 0,72 для горизонтальной и 0,943 для
вертикальной поверхностей; r - теплота парообразования, Дж/кг;  - плотность
жидкости, кг / м 3 ;  - коэффициент теплопроводности, Вт/(мК); g - ускорение
свободного паления, м / с 2 ;  - динамическая вязкость, Па с ;  ф -разность
температуры конденсации и стенки; d H - наружный диаметр трубы, м.
Параметры, входящие в формулу, выбирают при температуре
конденсации.
42
Конденсация на пучках гладких горизонтальных труб – характерна для
аммиачных кожухотрубных конденсаторов. Среднее значение коэффициента
теплоотдачи рассчитывается по формуле:
i 2 3 g
  0 ,72  4
 п Ew ,
 a d H
где i - разность энтальпии рабочего вещества на входе и на выходе из
аппарата, Дж/кг;  п - коэффициент, учитывающий изменение скорости пара по
мере прохождения труб; E w - коэффициент, учитывающий скорость пара в
первом горизонтальном ряду.
E w  0.43(Re '' )0.12 /(Pr '' )0.33 ,
Re// и Pr//- определяются по физическим параметрам сухого насыщенного пара
при температуре конденсации.
Конденсация на пучках оребренных горизонтальных труб.
Коэффициент теплоотдачи определяется по формуле:
i 2 3 g
  0 ,72
 п E w р ,
 а d
4
где  р - коэффициент, учитывающий различные условия конденсации на
вертикальных и горизонтальных участках поверхности оребренной трубы.
Конденсация на вертикальной стенке и трубе.
При волновом движении пленки конденсата по поверхности вертикальной
трубы коэффициент теплоотдачи рассчитывается по формуле Нуссельта с
поправкой на режим движения E w и определяющем размере d H  H . Поправка,
учитывающая развитие волнового процесса (течения) имеет вид:
Ew  (
Re 0.04
) .
4
Критическое значение критерия Рейнольдса Re кр , разделяющее волновое
движение пленки конденсата от турбулентного - Re кр  1600 .
43
Конденсации внутри вертикальных труб и каналов.
При Re ''  (1.2  10 5 )  (4.5  10 6 ) коэффициент теплоотдачи определяют по
формуле:
  0.2 N (Re '' )0.12 (Pr) 0.33 ;
6
''
7
3
' ' 0.55
0.33
при ( 4.5  10 )  Re  ( 2.5  10 )    0.246 N  10 (Re ) (Pr)
,
где  N - величина, определяемая по формуле Нуссельта. Определяющим
размером в ней является высота канала d H  H .
Конденсация внутри горизонтальных труб.
При конденсации хладононов в медных трубах среднее значение
коэффициента теплоотдачи можно определить по формуле Нуссельта, принимая
C=0,72. Для условий конденсации пара внутри горизонтальных труб,
соединенных “калачами”, коэффициент теплоотдачи рассчитывается:
   N E зм  0 ,25 N q F0 ,15 , ,
где Eзм - коэффициент, учитывающий специфику конденсации в змеевике.
При конденсации аммиака в круглых трубах средний коэффициент теплоотдачи
определяют:
  2100 a 0.167  d вн 0.25 .
В конденсаторах холодильных машин конденсация пара происходит, как
правило, в присутствии неконденсирующихся примесей (в основном воздух).
Даже незначительное количество воздуха в парах холодильного агента приводит
к значительному уменьшению α. Так присутствие воздуха в количестве 2,5%
вызывает уменьшение α больше чем в 4 раза.
Расчет теплоотдачи со стороны охлаждающей среды.
При выборе расчетных зависимостей для определения коэффициента
теплоотдачи со стороны охлаждающей среды необходимо учитывать условия
омывания средой тепло передающей поверхности.
В зависимости от типа конденсатора передача теплоты от поверхности
осуществляется:
 воде, протекающей внутри труб;
 воде, стекающей пленкой по тепло передающей поверхности;
 воздуху при вынужденном его движении поперек оребренного пучка труб;
 воде, орошающей поверхность труб с частичным испарением в воздух;
 воздуху при свободном остывании теплопередающей поверхности;
44
Теплоотдача при вынужденном движении среды в трубах и каналах.
Интенсивность теплоотдачи зависит от режима движения, различают
ламинарный, переходный и турбулентный режимы движения охлаждающей
среды. При значении Re2000 – ламинарный, Re10000 – турбулентный. При
расчете чисел подобия в качестве определяющего размера используют
эквивалентный диаметр:
dэ  4 f / П ,
где f - площадь поперечного сечения канала; П - смоченный периметр.
Коэффициент теплоотдачи определяют из формулы для числа Нуссельта:
Nu 
l
.

Для ламинарного движения в зависимости от условий можно выделить
вязкостной и вязкостно-гравитационный режимы. Вязкостной режим
характеризуется условием: Rа<3ּ105. Число Релея определяет гидродинамический
режим свободного потока: Ra=GrּPr. Для вязко-гравитационного режима (Ra>
8  10 5 ) расчетное уравнение имеет вид:
Nu  0.15 Pe 0.33  Ra 0.1 El ,
где El – коэффициент, учитывающий изменение
турбулентном режиме расчетное уравнение имеет вид:

по длине трубы. При
Nu  0.021 Re 0.8  Pr 0.43 El .
При переходном режиме движения среды используют уравнения для
турбулентного режима, вводя в них поправочный множитель E пер , зависящий от
значения Re.
Поперечное обтекание оребернных труб (воздушные испарительные
конденсаторы). Средний коэффициент теплоотдачи при обтекании гладких труб
определяют по уравнению:
Nu=cRem Pr0,34 Ez,
Ez – коэффициент, учитывающий влияние числа рядов труб по ходу воздуха, c
и m - определяют на основании экспериментальных данных.
При использовании оребренных пучков труб расчетные зависимости
имеют более сложный характер. Это обусловлено влиянием формы, размеров,
шага ребер, их тепловой эффективности. При поперечном обтекании пучков труб
с круглыми ребрами применяют уравнение:
45
Nu  CC2 C3 (
d 0.54 h 0.14 n
) ( )
Re ,
u
u
где u и h - шаг и высота ребер, м;
d - диаметр трубы в основании ребер;
значения C, C2 , C3 , n - указаны в специальной литературе.
Для условия обтекания воздухом коридорных пучков
пластинчатыми ребрами используют уравнение:
Nи  C Re n (
труб
с
L m
) ,
dэ
n  0 ,45  0 ,066
L
,
dэ
m  0 ,28  8  10  5 Re,
где L - длина поверхности в направлении потока. Из приведенных
уравнений находят конвективный коэффициент теплоотдачи:
к 
Nu
dэ .
В формулу для расчета коэффициента теплопередачи входит не истинный
(конвективный), а приведенный коэффициент теплоотдачи:
 пр   к (
Fp
Fop
E p 
Fмр
Fop
),
Fм р и F р - площадь, соответственно, межреберных участков и ребер на 1м
длины трубы, м 2 ;
E p - коэффициент эффективности ребра,
 - коэффициент, учитывающий неравномерность теплоотдачи по высоте
ребра( =0.85).
Теплоотдача стекающей пленки жидкости. Одним из этапов расчета
оросительных, испарительных и вертикальных кожухотрубных конденсаторов
является определения коэффициента теплоотдачи от поверхности воды,
стекающей в виде пленки. Для случая орошения жидкостью наружной
поверхности горизонтальных труб расчетные уравнения имеют вид:
46
Re пл  1,1  200  Nu пл  0 ,51 Re пл
Re пл  200  Nu пл  0 ,1 Re пл
0 ,63
0 ,33
Prпл
Prпл
0 ,48
0 ,48
;
.
Для воды α можно определить по упрощенной формуле:
  0 ,750 Г l 0 ,33 ,
Гl - расход жидкости, приходящийся на 1м длины одной трубы (
кг
).
мс
При орошении поверхности вертикальных труб для расчета α применяют
формулы:
Re пл  2000  Nu пл  0 ,67 9 Ga 2 Pr 3 Re пл ,
Re пл  2000  Nu пл  0 ,01 3 Ga Pr Re пл .
В числах Nu и Ga определяющим размером является высота трубы.
Тепловой и конструктивный расчет конденсаторов.
Исходные параметры. Общая методика расчета
Задачей теплового и конструктивного расчетов является определение
площади теплопередающей поверхности аппарата и его геометрических
размеров.
Исходными данными для расчета конденсатора являются: тепловой поток,
температура конденсации, рабочее вещество, начальная температура
охлаждающей среды.
Тепловой поток можно определить:
Q k  M ( i 2  i1 ) ,
или Qk  Q0  N i .
Кроме этого, для расчета необходимы значения ряда параметров: скорость
и степень нагрева окружающей среды, средняя логарифмическая разность
температуры,
геометрические
размеры
элементов
теплопередающей
поверхности.
Для всех типов конденсаторов справедливо основное уравнение
теплопередачи:
47
Qк  кFt ,
где к - коэффициент теплопередачи, Вт/(м2К); F - площадь поверхности
теплопередачи, м2; t - средняя логарифмическая разность температуры, К.
В качестве расчетной принимают поверхность, обращенную к
охлаждающей среде. Коэффициент теплопередачи можно определить по
формуле:
K
где
1
1 Fвн Fвн

 a Fн Fmc

1
 і  
і
w
,
 a ,  w - коэффициенты теплопередачи, соответственно, со стороны
холодильного агента и воды, Вт/(м2К); Fmc - площадь поверхности, к которой
отнесены термические сопротивления, м 2 ; Fвн и Fн - площадь внутренней и
і
наружной поверхностей труб конденсатора, м 2 , 
-суммарное термическое
і
сопротивление загрязнений и стенки.
Средняя логарифмическая разность температуры определяется из
выражения:
t 
t охл 2  t охл1
t  t охл1 ,
ln k
t k  t охл 2
где t охл1 и tохл2 - начальная и конечная температура охлаждающей среды; t k температура конденсации.
По характеру определения температуры холодильного агента конденсатор
можно разделить на три зоны: зону отвода температуры перегрева (паровая
зона), зону конденсации и зону охлаждения жидкости. Обычно определяют
суммарный тепловой поток от всех зон, а теплопередачу рассчитывают по
условиям зоны конденсации.
Повышение значения средней логарифмической разности температуры
позволяет сократить площадь теплопередающей поверхности конденсатора и его
массу и стоимость. При этом увеличиваются необратимые термические потери в
цикле холодильной машины (при заданной температуре охлаждающей среды
увеличение t приводит к повышению температуры конденсации, что
увеличивает объемные и энергетические потери компрессора и приводит к
понижению значения холодильного коэффициента). Поэтому при выборе
48
значения t необходимо принимать оптимальное его значение. В первом
приближении оптимальное значение разности t охл  t охл2  t охл1 , будет
соответствовать минимуму суммы мощностей компрессора и насоса или
вентилятора, обеспечивающих циркуляцию охлаждающей среды. Расчетная
площадь поверхности теплопередачи может быть определена из уравнения:
F расч 
Qk
,
t K расч
K расч - коэффициент теплопередачи, отнесенный к расчетной
где
поверхности. Для его определения должны быть найдены значения
коэффициентов теплоотдачи рабочих сред.
В формулах для расчета теплоотдачи при конденсации входит неизвестная
на данном этапе величина θа- разность значений температуры конденсации и
стенки. Для решения задачи применяют два метода: метод последовательных
приближений и графоаналитический.
Метод последовательных приближений вытекает из уравнения
справедливого для установившегося режима работы конденсатора:
 a a Fa  tK расч F расч ,
где Fa– площадь поверхности, обращенная к холодильному агенту. Из
этого равенства:
tK расч Fрасч
a 
.
 a Fa
Приняв значение θа, определяют  a и К расч и проверяют равенство. В
случае если оно не выполняется, значение θа корректируют и расчет повторяют.
При соблюдении равенства, значение K расч используют для определения
расчетной тепловой поверхности.
При графоаналитическом методе составляют систему уравнений:
Fa

q



(
)
a
расч
а
a

F расч

t   a
Fохл ,

q

 охл расч
 F
1

  і расч

 охл
і
где Fохл - площадь поверхности, соприкасающаяся с охлаждающей средой.
Значение θа находят графически, путем построения зависимости q а расч  f (  a )
49
и q охл расч   ( a ) в координатах а  q . Координатные точки пересечения будут
являться искомыми значениями величин  а и q расч .
Расчет оросительных и испарительных конденсаторов.
При
расчете
оросительного
конденсатора
определяют
его
теплопередающую поверхность, выбирают оптимальные значения средней
температуры воды и расхода свежей воды, добавляемой в систему охлаждения.
Приняв среднюю логарифмическую разность температуры ( t ) в пределах
о
2…4 С, определяют коэффициенты теплоотдачи со стороны воды и со стороны
холодильного агента  a . Составив систему уравнений (см. выше) определяют
удельный тепловой поток, внутреннюю и наружную поверхность теплопередачи
Fвн и Fн . Расход воды, подаваемой на орошение, можно определить:
G
Qk  Qв  Gисп ct 2
,
c( t 2  t 1 )
где Qk - теплота, отдаваемая холодильным агентом, Qв - теплота, передаваемая
наружному воздуху, Gисп - количество испарившейся воды, t1, ,t 2 - температура
воды, соответственно, поступающей на орошение и стекающей в поддон, с удельная теплоемкость воды.
Qв   исп FH  ( iср  i1 ) А ,
где σисп - коэффициент испарения,


cp
;
β - коэффициент утечки капель, β =2; i cp - энтальпия воздуха, определяемого
параметрами  =100% и температурой, равной средней температуре воды в
аппарате; i1 -энтальпия окружающего воздуха, А - поправочный коэффициент
количества испарившейся воды. Это количество можно определить:
''
Gисп  GFH  ( d cp
 d1 ) ,
d cp'' - влагосодержание воздуха при  =100% и t  t cp , d1 - влагосодержание
окружающего воздуха. Как правило, рассчитывают несколько вариантов
параметров конденсатора и выбирают тот, при которых минимальны стоимость
электроэнергии на привод компрессора и насосов и стоимость добавляемой
свежей воды.
Испарительный конденсатор.
50
Особенностью испарительного конденсатора является то, что основное
количество теплоты от холодильного элемента отводится за счет испарения
воды. Поэтому температура воды принимается постоянной t w  const , t w
принимают на 8-10оС выше температуры точки росы для начального состояния
воздуха. Температура конденсации выше температуры воды примерно на 3 оС.
Тепловой баланс испарительного конденсатора имеет вид:
Qk  Gв ( i 2  i1 )  AFH  ( i w  i ср ) ,
где Gв - расход воздуха ( Gв  3,25  BQk 10 2 ),
і1 и і2 - энтальпия воздуха на
входе и на выходе из аппарата, iw - энтальпия насыщенного воздуха при
температуре воды; iср - средняя энтальпия воздуха в конденсаторе.
Из теплового баланса определяем поверхность аппарата из условий
тепломассообмена воды и воздуха:
FH 
Gв
i i
ln w 1 .
A i w  i 2
Кроме этого, необходимо определить площадь теплопередающей
поверхности из условия теплоотдачи от конденсирующего холодильного агента к
стенке и от стенки к пленке стесняющей воды. Для этого необходимо решить
систему уравнений:
q w вн   w пр ( t ст  t w )( F0 / Fвн )

,
q a вн   А ( t  t ст )
t w - температура воды; t ст - температура стенки; t – температура
холодильного агента;  w пр - приведенный коэффициент теплоотдачи со стороны
воды; F0 и Fвн - наружная оребренная и внутренняя поверхность 1м трубы.
Определив значение q в н определяют:
FH 
 ор Qk
q вн
,
 ор - коэффициент оребрения. Значения, FH определенные из разных
условий теплообмена должны быть равны, в противном случае следует принять
другое значение t w или Gв и повторить расчет.
51
Дальнейшую конструктивную компоновку пучка труб осуществляют с
таким расчетом, чтобы обеспечить требуемую площадь поверхности
теплопередачи и принятую скорость воздуха во фронтальном сечении.
Воздушные конденсаторы.
При расчете воздушного конденсатора необходимо назначить параметры
оребренной поверхности, степень нагрева и скорость воздуха во фронтальном
сечении. Массовый расход воздуха Gв определяется из уравнения теплового
баланса конденсатора:
Qk  с p Gв ( t 2  t 1 ) ,
где t 2 и t1 - температура на входе и на выходе из аппарата.
При выборе скорости воздуха кроме экономических факторов, принимают
во внимание допустимый уровень шума. Для конденсаторов с герметичными
компрессорами рекомендуется скорость (v) 3,5…4,4 м/с, с сальниковыми –
4,5…6,5м/с.
Удельный тепловой поток q в н и площадь внутренней поверхности
определяют из системы уравнений:
qа в н   a a ;

t   a

qв в н 
1 1
2 Fв н



 в пр  ор Fв н  FН

 і
і
,;
где α в αпр – коэффициент теплоотдачи воздуху, приведенный к наружной
поверхности.
После определения qвн и Fвн осуществляют компоновку пучка труб.
В зависимости от компоновки и выбранной скорости движения воздуха его
расход можно определить:
Gв  Fж v ,
где Fж - площадь “живого” фронтального сечения, м 2 ; v – скорость
воздуха, м/с; ρ – плотность воздуха, кг/м3.
При не совпадении величин Gв , определенных по этой формуле и из
теплового баланса - следует скорректировать значение V или ( t 2  t1 ) и повторить
расчет.
52
ЛЕКЦИЯ 6.
Основы расчета испарителей холодильных машин.
1. Общая характеристика испарителей.
2. Расчет теплоотдачи в испарителях.
3. Тепловой и конструктивный расчет испарителей.
Испаритель является одним из элементов холодильной машины, в
котором рабочее вещество кипит за счет теплоты, подводимой от источника
низкой температуры. Образовавшийся при кипении холодильного агента пар
отсасывается из испарителя компрессором для совершения дальнейших
процессов цикла холодильной машины.
В зависимости от положенного в основу принципа охлаждения,
испарители делятся на ряд групп:
по характеру охлаждаемого источника: 1) испарители для охлаждения
жидких хладоносителей; 2) испарители для охлаждения воздуха; 3) испарители
для охлаждения твердых сред; 4) испарители-конденсаторы.
В зависимости от условий циркуляции охлаждаемой жидкости:
1) с закрытой системой циркуляции охлаждаемой жидкости
(кожухотрубные и кожухозмеевиковые); 2) с открытым уровнем охлаждаемой
жидкости (вертикально-трубные, панельные).
по характеру заполнения рабочим веществом: 1) затопленные; 2)
незатопленные (оросительный, кожухотрубный с кипением в трубах,
змеевиковый с верхней подачей жидкости).
Испарители могут подразделяться и на другие группы (в зависимости от
того, на какой поверхности происходит кипение рабочего вещества; по характеру
движения рабочего вещества и др.). В качестве промежуточного жидкого
теплоносителя в испарителях применяются рассолы (водные растворы солей
NaCl, СаС12), вода, спирт, водный раствор этиленгликоля и др.
Испарители для охлаждения жидких теплоносителей. Кожухотрубные
испарители затопленного типа. Аппараты такого типа являются наиболее
распространенными и применяются в машинах как средней, так и крупной
производительности. В кожухотрубных испарителях затопленного типа
промежуточный теплоноситель охлаждается при движении внутри труб, а
рабочее вещество кипит на их наружной поверхности.
Принципиального различия между аммиачными кожухотрубными
испарителями и аппаратами, работающими на хладонах, нет. Отличие состоит в
конструкции поверхности теплообмена и материалах, применяемых
для
изготовления.
Кожухотрубный испаритель представляет собой горизонтально
расположенный цилиндрический барабан (обечайку), с двух сторон к которому
приварены плоские трубные решетки с отверстиями. Через эти отверстия
протянуты трубы, образующие теплообменную поверхность. Трубы
развальцовываются в отверстиях. К трубным доскам крышки крепятся болтами.
53
Одна из крышек имеет входной (нижний) и выходной патрубки для
промежуточного теплоносителя, другая — выпускные отверстия для воздуха
(верхнее) и для промежуточного теплоносителя. В крышках расположены
горизонтальные перегородки, обеспечивающие многоходовое движение
охлаждаемой жидкости, причем они смещены по вертикали в разных крышках.
Число ходов по теплоносителю составляет 4—12, чтобы обеспечить достаточно
высокую скорость движения рассола. На обечайке находятся штуцеры для
установки манометра и приборов автоматики.
В аммиачных испарителях к верхней части обечайки приварен
сухопарник, к нижней — маслоотстойник. Пучок труб заполняет обечайку не
полностью, верхняя часть ее свободна от труб. Подача рабочего вещества
производится снизу аппарата, а отвод паров — через сухопарник. Для аппаратов
с большой поверхностью подвод парожидкостной смеси осуществляется от
общего коллектора в нескольких точках по длине испарителя. Отвод пара
осуществляется через несколько патрубков, объединенных общим коллектором.
Это обеспечивает равномерное омывание теплопередающей поверхности
потоком рабочего вещества.
Пучок труб в испарителях шахматный, ромбический. В аммиачных
аппаратах применяются стальные бесшовные гладкие трубы. При работе на
хладонах применяются медные трубы с накатными ребрами.
На рисунке 20 показан общий вид аммиачного кожухотрубного
испарителя затопленного типа.
Рисунок 20. Аммиачный кожухотрубный испаритель затопленный:
1 — манометр; 2 — трубы; 3 — трубная решетка; 4 — спуск воздуха; 5,
6 — патрубки для входа и выхода промежуточного теплоносителя; 7 — слив
промежуточного теплоносителя; 8, 13 крышки; 9 — корпус; 10 — вход жидкого
аммиака; 11 — спуск масла; 12 —- отстойник; 14 — сухопарник.
54
Кожухотрубные оросительные испарители. Как и в кожухотрубных
испарителях затопленного типа промежуточный теплоноситель в оросительных
испарителях течет по трубам, а холодильный агент кипит на поверхности пучка
труб, стекая по нему в виде пленки.
Кожухотрубные
оросительные
испарители
заполняются
меньшим
количеством рабочего вещества, гидростатический столб жидкости практически
не влияет на температуру кипения, интенсивность теплопередачи выше за счет
большего коэффициента теплоотдачи при кипении в стекающей пленке. Для
интенсивной работы аппарата необходимо обеспечить равномерное орошение
поверхности труб. Плотность теплового потока в оросительных кожухотрубных
испарителях достигает 2900—3500 Вт/м2.
Испарители с кипением рабочего вещества внутри труб. Испарители
такого типа имеют несколько конструктивных решений: кожухотрубные
испарители (с прямыми и с U-образными трубками); вертикально-трубные и
панельные испарители.
В кожухотрубных испарителях можно получать низкие температуры
теплоносителя, не опасаясь его замерзания и разрыва трубок. Для обеспечения
достаточной скорости движения теплоносителя внутри кожуха установлены
вертикальные перегородки. Скорость охлаждаемой жидкости
составляет
0,3…0,8м/с.
Панельный испаритель (рисунок 21) представляет собой прямоугольный
бак, в котором размещены испарительные секции панельного типа и мешалка
для обеспечения циркуляции промежуточного теплоносителя. При разности
температуры 5-6°С плотность теплового потока в панельных испарителях
достигает qF = 2900…3500 Вт/м2.
Испаритель-конденсатор. Испаритель-конденсатор является элементом
каскадных холодильных машин, связывающим между собой верхний и нижний
ветви каскада. Для верхней ветви каскада он является испарителем, для нижней
— конденсатором. При разности температур в аппарате 8°С плотность теплового
потока доходит до q = 1600 Вт/м2.
55
Рисунок 21. Панельный испаритель:
1 -— отделитель жидкости; 2 — выход паров аммиака; 3 — коллектор сборный; 4
— коллектор распределительный; 5 — вход жидкого аммиака; 6 — перелив
промежуточного теплоносителя; 7 — выход промежуточного теплоносителя; 8
— спуск промежуточного теплоносителя; 9 — теплоизоляция; 10 — спуск масла;
11 — автоматический предохранительный клапан.
Испарители для охлаждения воздуха. Воздухоохладители. Воздухоохладители делятся на поверхностные (сухие), контактные (мокрые)
и
смешанного типа. Наиболее распространенными являются
аппараты
поверхностного типа, в которых воздух отдает теплоту рабочему веществу,
кипящему внутри труб, или промежуточному теплоносителю, протекающему
по ним. Аппараты, в которых кипит холодильный агент, называют
воздухоохладителями непосредственного охлаждения, а при отводе теплоты
промежуточным теплоносителем
или
водой — воздухоохладителями
жидкостного охлаждения. В контактных воздухоохладителях отвод теплоты
от воздуха происходит за счет непосредственного контакта последнего с водой
или промежуточным теплоносителем.
Контактные
воздухоохладители
выполняются форсуночными или с орошаемой насадкой.
В
аппаратах
56
смешанного типа отвод теплоты от воздуха происходит за счет кипения
рабочего вещества в трубках и за счет контакта с рассолом, охлаждаемым
на поверхности трубок
путем
их
орошения. Поверхностные
воздухоохладители обычно выполняют в виде пучка оребренных труб,
заключенных в кожух. Гладкие трубы используют редко: в том случае, когда
при охлаждении воздуха требуется его осушка. Циркуляция воздуха через
аппарат принудительная, с помощью вентиляторов. Длина одного змеевика (от
жидкостного до парового коллектора) 5—15м, в крупных аппаратах до 20—25м.
Рисунок 22. Воздухоохладитель непосредственного охлаждения.
На рисунке 22 показана конструкция сухого воздухоохладителя
непосредственного охлаждения, работающего на хладонах. Воздух подается
нормально пучку труб, жидкий хладон — через распределитель в секции,
расположенные горизонтально по высоте аппарата, отвод пара —
снизу каждой секции через вертикальный
паровой коллектор. Такая
конструкция аппарата обеспечивает хороший возврат масла.
Контактные воздухоохладители широко применяются при кондиционировании воздуха, когда помимо охлаждения требуется регулировать и
влажность воздуха. Главное достоинство контактных аппаратов — меньшая
разность температуры между воздухом и орошающей жидкостью (водой или
рассолом).
Камерные приборы тихого охлаждения. Камерные приборы тихого
охлаждения представляют собой теплообменные аппараты — батареи, служащие
для охлаждения воздуха в охлаждаемых помещениях. Внутри батарей движется
промежуточный теплоноситель или кипит рабочее вещество, отнимая теплоту от
воздуха в результате его естественной циркуляции. Батареи с промежуточным
57
теплоносителем применяются редко, только в тех случаях, когда этого нельзя
избежать по условиям безопасности. Батареи, как правило, изготавливают
оребренными с целью увеличения плотности теплового потока, сокращения
расхода труб и уменьшения габаритных размеров аппарата.
Охлаждающие батареи бывают: потолочные, пристенные (одно- и
двухрядные) гладкотрубные и ребристые, коллекторные и змеевиковые и т. п.
Рисунок 23. Аммиачная ребристая однорядная батарея:
1 – штуцер, 2 – коллектор, 3 – подвеска, 4 – труба оребренная, 5 – подвеска, 6 –
коллектор.
Рисунок 24. Пристенная ребристая батарея типа ИРСН.
58
Расчет теплоотдачи в испарителях.
Кипение жидкостей может быть пузырьковым и пленочным. Переход от
пузырькового к пленочному режиму кипения характеризуется критическим
тепловым потоком. Для испарителей холодильных машин характерен
пузырьковый режим кипения. Интенсивность процесса кипения возрастает с
увеличением количества активных центров парообразования, поэтому шероховатость поверхности теплообмена влияет на теплоотдачу.
Процессы кипения в аппаратах холодильных машин протекают в
большом объеме на поверхностях пучков гладких или ребристых труб при
естественной конвекции или в трубах и каналах при естественной и
вынужденной конвекции.
Кипение в большом объеме на одиночной трубе. На теплоотдачу при
кипении жидкости в большом объеме влияют физические свойства вещества,
плотность теплового потока qF или температурный напор θт, давление или
температура насыщения, а также характеристика системы жидкость—
поверхность нагрева.
С увеличением плотности теплового потока или температурного напора
теплоотдача при кипении в большом объеме возрастает. Сначала это свободная
конвекция, когда перегретая жидкость поднимается к поверхности и испаряется,
затем с увеличением qF начинается неразвитое пузырьковое кипение, далее оно
переходит в развитое и, наконец, наступает период пленочного кипения.
Коэффициент теплоотдачи при кипении хладонов на одиночной
горизонтальной трубе αот в зоне свободной конвекции и неразвитого
пузырькового кипения (при числах Релея 3∙103< Ra < 108) определяется по
уравнениям:
Nu  0 ,21Ra 0 ,33 ,
где Ra – число Релея,
Ra  Gr Pr 
или в размерной форме:
gl 3 

,
0 ,25
 от  Аq Fн
 В 0 ,33 ,
где А и В – справочные коэффициенты.
При кипении аммиака:
Nu = 0,5Rа0,25.
В зоне развитого кипения α
для хладонов определяют:
59
 P
0 ,75  0
  С q F
р
0 F
 Pкр

 R
  Z
   R
  Zэ




0 ,2
,
где
RZ - абсолютная средняя высота неровностей на шероховатой
поверхности (для стальных труб 3…6 мкм);
RZэ - то же для эталонной поверхности (1мкм);
0 ,25  0 ,88
Со  550 ркр
Т
М 0 ,125;
кр
М – молекулярная масса.
Для аммиака
в зоне развитого кипения коэффициент теплоотдачи
определяется по уравнению (при to=-40…20оС и qF =23000…87000Вт/м2):
 р  2,2qF0 ,7 ро0 ,21,
ро - давление кипения (бар).
В переходной зоне неразвитого пузырькового кипения
аммиака определяют:
α со стороны
 пр   отск 1   р /  отск ,
где
αотск – коэффициент теплоотдачи при свободной конвекции.
Кипение в трубах и каналах. Средний коэффициент теплоотдачи при
кипении хладонов в горизонтальных трубах определяется по уравнению:
  Аq  d
0.6
0.2
0.2
F
А - зависит от to и рабочего вещества.
Средний коэффициент теплоотдачи при
горизонтальной трубы определяется по уравнению:
   
   1   Р  
    
1, 5
кипении
аммиака
0 , 667
где  - средний коэффициент теплоотдачи при вынужденном движении

жидкости. Его значение определяют из уравнения:
Nu=0,021 Re 0,8 Pr 0,43.
60
внутри
Средний коэффициент теплоотдачи при кипении аммиака в вертикальных
трубах и каналах в условиях свободной конвекции определяется по уравнению:
0 ,45
  27 ,3  0 ,04t 0 q Fн
d 0 ,24 ,
справедливому при to= -30…0оС и qF = 1000…14000 Вт/м2.
Расчёт теплоотдачи со стороны охлаждаемой среды.
Теплоотдача при вынужденном движении жидкости вдоль пластины
характеризуется ламинарным или турбулентными режимами. Для ламинарного
слоя средний коэффициент теплоотдачи определяют из уравнения:
Nu=0,66 Re 0,5 Pr 0,33;
для турбулентного -
Nu=0,037 Re 0,8 Pr 0,43 .
В качестве определяющего размера при определении Re принята длинна
пластины в направлении потока.
Теплоотдача при естественной конвекции. При конвективном теплообмене
среды в неограниченном объёме, средние значения, коэффициента теплоотдачи
можно определить:
- для горизонтальной трубы (ламинарный режим):
 
  А1  
 dн 
0 ,25
;
- для вертикальной стенки и трубы (ламинарный режим):
 
  А2  
Н 
0 ,25
.
При переходном и турбулентном режимах:
  А
3
где
  t t
СТ
СРЕДЫ
0 , 33
,
- разность температуры.
Значения А1, А2 ,А3 приведены в справочной литературе.
61
Лучистый теплообмен – это вид теплообмена на практике всегда
сопровождается конвективной теплоотдачей. При расчёте теплообмена в
аппаратах холодильных машин лучистой энергией пренебрегают. Однако при
малых значениях коэффициентов конвективной теплоотдачи для теплоты
излучением может составлять 40 – 50 % и её необходимо учитывать. Общий
суммарный коэффициент теплоотдачи по формуле:
ОБЩ Л 
К,
где
4
4
 Т ст   Т ж 

 

100
100
 

 л   пр С о  
,
Т ст  Т ж
εпр- приведенная степень черноты системы;
φ - коэффициент облучённости (зависит от конфигурации батареи);
Со - коэффициент излучения поверхности аппарата
С  5,46
0
Вт
;
мК
2
4
Для одиночной гладкой трубы φ=1, для ребристой трубы, вследствие
экранирования рёбер φ<1.
Тепловой и конструктивный расчет испарителей для охлаждения жидких
теплоносителей.
Для
расчёта
этих
испарителей
необходимо
знать
его
холодопроизводительность Qo, температуру теплоносителя после охлаждения в
аппарате ts2,, рабочее вещество, тип аппарата. Расчет испарителя сводится к
определению площади теплопередающей поверхности F и конструктивному
решению, связывающему между собой основные размеры. Теплопередающая
поверхность определяется из уравнения:
F
Q
K
0
m
Численное определение коэффициента теплопередачи в испарителе
затруднено, так как термическое сопротивление со стороны кипящего
холодильного агента находится в степенной зависимости от θ. По этой причине
решение этого уравнения сводится к графическому определению величины qF
при разных перепадах температуры между стенкой и средами,
обменивающимися теплотой.
62
Средняя
определяется:
логарифмическая
разность

температуры
t t
t t
ln
t t
S1
в
испарителе
S2
S1
0
S2
0
Графический метод расчёта испарителя сводится к определению
плотности теплового потока. Плотность теплового потока со стороны
теплоносителя к стенке:
s
q Fs 
.
i
1


i
Тепловой поток со стороны рабочего тела, отнесённый к площади
поверхности со стороны теплоносителя:
q    F /F
Fs
В этих уравнениях: S  t Sm  t CT;
2
2
2
S
t  t  t  ;
S
Sm
0
m
  t t;
2
CT
0
F2, Fs - площадь поверхности теплообмена, соответственно, со стороны рабочего
тела и со стороны охлаждаемой жидкости.
Задаваясь несколькими значениями θа, находим соответствующие
значения qF, по которым строим зависимость qF=f (θа). Точка пересечений
линий, соответствующих зависимостям, даёт искомый тепловой поток.
Расчет испарителей для охлаждения воздуха.
Особенность тепло – и массообмена в воздухоохладителях.
В воздухоохладителях относительно теплый влажный воздух
соприкасается с холодной теплопередающей поверхностью аппарата (в сухих
воздухоохладителях) или с холодной поверхностью воды или рассола в мокрых.
При температуре поверхности ниже точки росы входящего воздуха происходит
конденсация водяных паров, содержащихся в воздухе, и выпадение влаги. В
сухих воздухоохладителях конденсат может выпадать в виде пленки воды или
инея; в мокрых воздухоохладителях конденсат смешивается с водой или
рассолом.
При расчете воздухоохладителей учитывают не только отводимую от
воздуха теплоту, но и количество влаги. Поэтому в калорическом расчете
охлаждаемых помещений наряду с суммарными теплопритоками определяют
притоки влаги.
Количество теплоты, отведенной от воздуха вследствие тепло – массообмена
с холодной поверхностью воздухоохладителя:
63
Q0   (im  i ) * F  W0iст  Gв (i1  i2 );
где  

Ср
- коэффициент влагообмена,
кг
м 2с
,
im - энтальпия воздуха при средней температуре в аппарате;
i ω- энтальпия воздуха у поверхности охладителя;
F – площадь поверхности теплообмена;
iст - энтальпия конденсата выпавшего на поверхности охлаждения;
W0 - количество выпавшего конденсата, кг с ;
GВ - массовый расход воздуха кг с ;
СP - массовая изобарная теплоёмкость воздуха.
Тепловой и конструктивный расчет воздухоохладителей.
Для
расчета
воздухоохладителя
необходимо
знать
его
холодопроизводительность, начальное состояние воздуха t1 и φ1, количество
влаги, которое необходимо отвести от воздуха W0 или конечное состояние
воздуха t2 и φ2. В результате расчета определяется площадь теплопередающей
поверхности F и температура кипения рабочего вещества t0.
В сухих воздухоохладителях температура воздуха на выходе t2
принимается на 2-4ºС ниже, чем температура на входе t1.
По заданным исходным параметрам в i - d диаграмме влажного воздуха
строится процесс изменения состояния воздуха, и определяются энтальпии в
точках 1, 2 и ω (рисунок 25).
Рисунок 25. Процесс охлаждения воздуха в сухом воздухоохладителе.
64
Далее принимается тип и конструкция поверхности теплообмена
(наружный диаметр dнар и внутренний dвн, высота h и шаг рёбер u, толщина рёбер
δ, шаг труб по фронту s1 и в глубину s2).
Коэффициент конвективной
определяется по уравнению:
теплоотдачи
d
Nu  CC z C s  
u
0 , 54
h
 
u
со
стороны
воздуха
0 ,14
 Re n ,
d – диаметр трубы в основании рёбер.
Коэффициент конвективной теплоотдачи αн, учитывающий конденсацию из
воздуха водяного пара определяют:
 H   K
где
 - коэффициент влаговыделения.
Условный коэффициент теплоотдачи влажного воздуха, учитывающий
тепломассообмен, термическое сопротивление инея и контакта рёбер с трубками
определяют:
 усл 
1
1
н

 ин
 Rконт
ин
Плотность теплового потока со стороны воздуха определяют:
qF = αусл(tв- tω),
где tω - средняя температура воздуха.
Площадь поверхности теплообмена определяют:
F
Q0
qF
Эта величина является исходной для проектирования аппарата.
Воздухоохладитель компонуется из нескольких секций, которые либо
располагаются по вертикали, одна над другой, либо в глубину одна за другой.
Каждая секция проектируется с таким расчётом, чтобы обеспечить принятую
массовую скорость воздуха   в живом сечении аппарата. Она не должна
в
превышать 5кг/(м2с), чтобы избежать срыва капель с поверхности теплообмена,
унос и испарение их в потоке воздуха.
65
При расходе воздуха:
Gв 
Q0
i1  i2
- живое сечение воздухоохладителя определяют:
FЖ 
Gв
в1.
ЛЕКЦИЯ 7.
Вспомогательная аппаратура холодильных машин .
1.
2.
3.
4.
5.
6.
7.
Теплообменники и переохладители.
Промежуточные сосуды.
Маслоотделители и маслосборники.
Отделители жидкости.
Грязеуловители, фильтры и осушители.
Воздухоотделители.
Ресиверы.
Рабочая схема холодильной машины отличается от принципиальной
наличием вспомогательной аппаратуры, запорной арматуры, приборов
автоматического регулирования и защиты, а также контрольно-измерительных
приборов.
К вспомогательной аппаратуре относятся теплообменники, промежуточные сосуды, маслоотделители, отделители жидкости, грязеуловители,
переохладители, ресиверы, фильтры, осушители и др. Их назначением является
повышение термодинамической и энергетической эффективности холодильной
машины, создание условий безопасной работы, повышение надежности
эксплуатации оборудования.
Теплообменники и переохладители. Некоторые холодильные машины
работают по регенеративному циклу. Переохлаждение жидкости в них перед
дроссельным вентилем происходит за счет подогревания пара холодильного
агента, отсасываемого компрессором из испарителя. Процесс теплообмена
осуществляется
в
специальном
парожидкостном
регенеративном
теплообменнике. Кроме охлаждения жидкости в теплообменнике одновременно
происходит подогрев и осушение пара, что позволяет осуществить сухой ход
компрессора.
Основной задачей при конструировании теплообменника является
создание аппарата с малыми сопротивлениями в паровом пространстве и с
66
высокими коэффициентами теплоотдачи со стороны пара. Наибольшее
распространение нашли кожухозмеевиковые теплообменники с медными
трубками, имеющими накатные ребра.
В аммиачных холодильных машинах снижение необратимых потерь от
дросселирования осуществляется путем включения в схему между
конденсатором и дроссельным вентилем переохладителя.
На рисунке 26 показан двухтрубный противоточный переохладитель. Он
состоит из одной или двух секций, собранных из последовательно включенных
двойных труб (труба в трубе).
Рисунок 26. Двухтрубный противоточный переохладитель.
Внутренние трубы соединены чугунными калачами, наружные —
сваркой. Жидкий хладагент протекает в межтрубном пространстве в противоток
охлаждающей воде, движущейся по внутренним трубам. Трубы — стальные
бесшовные. Температура выхода холодильного агента из аппарата обычно на 2—
3°С выше температуры поступающей охлаждающей воды.
Промежуточные сосуды.
Назначением этих аппаратов является
охлаждение
находящимся
при
промежуточном давлении
жидким
хладагентом перегретого пара после компрессора нижней ступени в
двухступенчатых холодильных машинах, а также охлаждение в змеевиках
жидкого хладагента после конденсатора перед его дросселированием. На рисунке
27 показан промежуточный сосуд типа ПС3 со змеевиком и барботированием
аммиачного пара через слой жидкого хладагента.
В условиях нормальной работы промежуточный сосуд через штуцер d1
заполняется жидким хладагентом с температурой, соответствующей
промежуточному давлению. Уровень его поддерживается на определенной
отметке либо ручным регулирующим вентилем, либо автоматически.
Перегретый пар хладагента поступает из компрессора нижней ступени через
67
верхний штуцер под уровень и, барботируя через слой жидкости толщиной
200—500 мм, за счет испарения жидкости охлаждается до температуры,
соответствующей промежуточному давлению. Поднимаясь затем вверх,
охлажденный пар, пройдя конусные отбойники, освобождается от жидкости и
через боковой штуцер поступает в компрессор верхней ступени. Змеевик в
промежуточном сосуде служит для переохлаждения жидкого хладагента после
конденсатора.
Рисунок 27. Промежуточный сосуд.
68
Маслоотделители и маслосборники. При работе машины на хладагентах,
ограниченно растворяющих в себе смазочное масло, последнее уносится из
компрессора в систему, оседает на стенках теплообменных труб аппаратов и
ухудшает их работу. Для удаления масла из системы в машинах, работающих на
таких хладагентах как R717, служат маслоотделители и маслосборники. На рисунке
28 показан маслоотделитель с водяным охлаждением пара хладагента. Принцип
работы аппарата ясен из рисунка и не требует дополнительных пояснений.
Маслосборники предназначены для перепуска масла из маслоотделителей и
последующего удаления его из системы при низком давлении. Они способствуют
уменьшению потерь хладагента и повышают безопасность обслуживания системы.
Рисунок 28. Маслоотделитель с водяным охлаждением паров хладагента:
1 — корпус; 2 — труба, подводящая хладагент; 3 — труба, отводящая хладагент;
4 — отбойный слой фарфоровых колец; 5 — водяной змеевик; 6 — поплавковый
масляный клапан; 7 — штуцер для присоединения перепускной масляной трубки.
Отделители жидкости. Они служат для отделения пара хладагента от
капелек жидкости, увлекаемых из испарительной системы, и предотвращения
попадания жидкого хладагента в цилиндры компрессора. Кроме сказанного,
отделители жидкости применяют в качестве питающих сосудов в различных схемах
подачи жидкого хладагента в испарительную систему. Отделение пара от жидкости
происходит вследствие резкого уменьшения скорости и направления движения
хладагента при прохождении через аппарат.
69
Грязеуловители, фильтры и осушители. Грязеуловители предназначены
для предотвращения попадания в цилиндры компрессора частиц ржавчины, окалины
и т. д. Монтируются они либо на всасывающем трубопроводе в непосредственной
близости от компрессора, либо непосредственно во всасывающей полости
компрессора. Грязеуловитель состоит из корпуса со входным и выходным
патрубками, расположенными под углом 90°. Внутри установлены крупная сетка и
каркас с двойной мелкой сеткой из проволоки.
Периодически путем снятия крышки сетка вынимается и производится ее
очистка. К двум бобышкам, приваренным к корпусу грязеуловителя,
подсоединяются манометр и вентиль для слива жидкого хладагента.
На рисунке 29 показан фильтр и осушитель хладоновых
холодильных
машин.
Рисунок 29. Фильтр серии ФФ.
Фильтр устанавливается перед прибором автоматической
подачи
жидкого хладагента в испарительную систему и служит для защиты прибора от
механических загрязнений. Осушитель ставится для
поглощения
и
последующего удаления воды из системы. В качестве адсорбента используют
цеолит марки NaA. Фильтры и осушители снабжены двухслойной фильтрующей
сеткой
из оцинкованной стальной проволоки. Сетка прижимается к верхнему
ограничителю пружиной, упирающейся в крышку аппарата.
Воздухоотделители. Из-за наличия в системе неконденсирующихся газов
ухудшается энергетическая эффективность холодильной машины, так как снижаются
70
коэффициенты теплопередачи в аппаратах, повышается давление конденсации и
увеличивается расход энергии на сжатие пара хладагента в компрессоре. Для
удаления попадающего в холодильную систему воздуха устанавливают воздухоотделитель. На рисунке 30 показан воздухоотделитель конструкции Ш. Н.
Кобулашвили. Он состоит из четырех цельнотянутых стальных труб, вставленных с
некоторым зазором одна в другую.
Рисунок 30. Воздухоотделитель.
Принцип действия аппарата заключается в следующем. Жидкий хладагент
после дроссельного вентиля подается через патрубок 1 во внутреннюю трубу
воздухоотделителя, после чего поступает в межтрубное пространство между первой
и третьей трубой и через патрубок 2 выходит в испарительную систему. Смесь
воздуха с хладагентом подается по линии, соединенной с патрубком 4 в межтрубное
пространство, между трубой наибольшего диаметра и следующей по размеру
меньшей трубой, и охлаждается жидким хладагентом, переходя затем в следующее
межтрубное пространство. В результате охлаждения происходит конденсация хладагента из паровоздушной смеси и воздух через патрубок 5 удаляется в стеклянный
сосуд, заполненный водой. Сконденсировавшийся хладагент через вентиль 3
перепускается во внутреннюю трубу воздухоотделителя. В результате интенсивного
охлаждения паровоздушной смеси потери хладагента при удалении воздуха из
системы в воздухоотделителе описанной конструкции незначительны.
Ресиверы. По назначению ресиверы делятся на линейные, циркуляционные и
дренажные. Назначением линейного ресивера является освобождение конденсатора
от жидкого хладагента и обеспечение равномерной подачи его на регулирующую
станцию. Циркуляционные ресиверы применяют в насосных, циркуляционных
схемах подачи хладагента в испарительную систему. Дренажные ресиверы
предназначены для выпуска в них жидкого хладагента при ремонте основных
аппаратов и оттаивании снеговой шубы с батарей непосредственного испарения.
Ресиверы представляют собой горизонтальные или вертикальные цилиндрические
сосуды с патрубками для входа и выхода хладагента, уравнительной линией и
комплектующими арматурой и приборами.
71
Система навчальних елементів з дисциплін холодильного циклу
1. Принцип дії парової компресійної холодильної машини заснований на
фізичному процесі:
а) охолодження шляхом розширення газів;
б) охолодження за рахунок дроселювання;
в) охолодження при зміні агрегатного стану робочого тіла;
г) охолодження за рахунок термоелектричного ефекту Пельтьє.
2. Найбільш досконалим холодильним циклом є зворотний цикл Карно, що
складається з:
а) двох ізотермічних і двох адіабатичних процесів;
б) двох ізотермічних і двох ізобарних процесів;
в) двох адіабатичних і двох ізохорних процесів;
г) двох адіабатичних і двох ізобарних процесів.
3. Холодильний коефіцієнт циклу Карно визначають:
q
а)   0 ;
l
T
б)   0 ;
T - T0
в) q0  T0 ( S1  S2 );
г) l  ( T  T0 )( S1  S2 );
4. Найпростіша парова компресійна холодильна машина складається з:
а) компресор, конденсатор, випарник, детандер;
б) компресор, переохолоджувач, регулюючий вентіль, конденсатор;
в) компресор, конденсатор, випарник, регулюючий вентіль;
г) конденсатор, регенеративний теплообмінник, випарник,
регулюючий вентіль.
5. Питома масова холодопродуктивність холодильної машини визначається по
формулі:
Q
а) M  0 ;
q0
б) q0  i1  i4 ;
i i
в) qv  1 4 ;
1
г) l  i2  i1 .
72
6. Питома робота стиску визначається по формулі:
а) Vg  M  1 ;
б) l  i2  i1 ;
i i
в) qv  1 4 ;
1
г) NT  M  l ;
7. Холодильний коефіцієнт циклу визначають:
q
а)   0 ;
l
T
б)   0 ;
T - T0
Vg
в) Vh 
; г)

Ni 
NT
i
;
8. Питома кількість теплоти, що відводиться в конденсаторі:
а) q0  i1  i4 ;
i i
б) qv  1 4 ;
1
в) qk  i2  i3 ;
г) l  i2  i1 ;
9. Питома об'ємна холодопродуктивність визначається по формулі:
а) q0  i1  i4 ;
i i
б) qv  1 4 ;
1
Q0
 1 ;
q0
Vg
г) Vh 
;
в) Vg 

10. Масова витрата холодильного агента визначається по формулі:
Q0
;
q0
б) Vg  M  1 ;
а) M 
в) Vh 
Vg

;
г) NT  M  l ;
73
11. Дійсний об’єм пари холодоагенту, що засмоктує компресор, визначають по
формулі:
V
а) Vh  ;

Q0
 1 ;
q0
i i
в) qv  1 4 ;
б) V 
1
Q0
;
q0
12. Об’єм, що описують поршні компресора, визначають по формулі:
а) V  M  1 ;
V
б) Vh  ;
г) M 

Pk
;
P0
Q
г) M  0 ;
q0
13.Теоретичну (адіабатичну) потужність компресора визначають по формулі:
а) N T  M ( i2  i1 );
N
б) N i  T ;
в)  
i
Pk
;
P0
Q0
г) M 
;
i1  i4
14. Рідкий холодильний агент перед дроселюванням переохолоджують до
температури нижче температури конденсації з метою:
а) понизити температуру кипіння;
б) понизити тиск конденсації;
в) збільшити питому масову холодопродуктивність;
г) забезпечити «сухий хід».
в)  
15. Для забезпечення «сухого ходу» компресор холодильної машини повинен
засмоктувати холодильний агент у стані:
а) волога насичена пара;
б) суха насичена пара;
в) перегріта пара;
г) насичена рідина.
74
16. Переохолоджувач рідкого холодильного агента включають у схему
холодильної машини, що працює на:
а) R 22;
б) R 717;
в) R 134a;
г) R 600a.
17. Переохолодження рідкого холодильного агента в холодильній машині, що
працює на R 22, відбувається в:
а) конденсаторі;
б) переохолоджувачі;
в) регенеративному теплообміннику;
г) регулюючому вентилі.
18. Регенеративний теплообмінник у схему холодильної машини включають з
метою:
а) перегріву пари перед засмоктуванням її у компресор;
б) переохолодженням рідини перед дроселюванням;
в) перегріву пари перед засмоктуванням і переохолодженням рідкого
холодильного агента перед дроселюванням;
г) інтенсифікувати теплообмін між киплячим холодильним агентом і
охолоджуваним середовищем.
19.Тепловий баланс парової компресійної холодильної машини має вигляд:
а) qk  q0  l ;
б) i1'  i1  i3'  i3 ;
в) l  lкм  l расш ;
г) Qг  Qо  Qн  Qк  Qаб ;
20. Для яких холодильних агентів значення потенціалу руйнування озонового
шару, максимально:
а) R 12;
б) R 22;
в) R 717;
г) R 134a.
21. Компресор холодильної машини призначений для:
а) поділу рідкої і газоподібної фаз;
б) стиску пар холодильного агента від тиску кипіння до тиску
конденсації;
в) зниження тиску від тиску конденсації до тиску кипіння;
г) транспортування рідкого холодильного агента від конденсатора до
випарника.
75
22. Гідравлічний удар у циліндрах компресора можливий у випадку, якщо:
а) у циліндри усмоктується волога насичена пара;
б) у циліндри всмоктується перегріта пара;
в) у циліндри всмоктується рідкий холодильний агент
г) у циліндри всмоктується суха насичена пара.
23. Об'ємні втрати в компресорі холодильної машини призводять до:
а) збільшення витрат електроенергії;
б) зниження продуктивності;
в) гідравлічному удару;
г) відключенню його.
24. Втрати в поршневих компресорах унаслідок мертвого простору обумовлені
тим, що:
а) поршень не підходить упритул до кришки циліндра;
б) клапани відкриваються і закриваються з якимсь запізненням;
в) мають місце гідравлічні утрати в усмоктувальному трубопроводі;
г) температура усмоктуваної пари не постійна.
25. Опір при усмоктуванні і нагнітанні холодильного агента призводить до того,
що:
а) продуктивність компресора збільшується;
б) тиск у циліндрі компресора повинен бути менше тиску кипіння і
більше тиску конденсації;
в) змінюється хід поршня;
г) температура холодильного агента на виході з компресора
зменшується.
26. Холодильний агент при усмоктуванні в компресор, нагріваючись від стінок
циліндра, розширюється, що призводить до:
а) зменшення питомого об’єму холодильного агента, що надходить у
циліндр;
б) зменшенню маси холодильного агента, що надходить у циліндр;
в) зниженню об'ємних утрат;
г) зниженню енергетичних утрат.
27. Всі об'ємні втрати в дійсному процесі компресора враховує:
а) коефіцієнт теплопередачі;
б) коефіцієнт в'язкості;
в) коефіцієнт тертя;
г) коефіцієнт подачі.
76
28. Холодопродуктивність компресора визначається по формулі: Q0  Vh
q0
.
1
При зміні температури кипіння і конденсації яка з величин, що входять у
формулу, залишається незмінної?
а)  ;
б) Vh ;
в) q0 ;
г)  1 ;
29. Підвищення температури конденсації холодильного агента впливає на
показники роботи компресора наступним чином:
а) зменшуються значення  і q0 ;
б) збільшуються значення  і q0 ;
в) зменшуються значення  і q0 , значення Vh і  1 – збільшуються;
г) збільшуються значення  і q0 , значення Vh і  1 – зменшуються;
30. Зниження температури кипіння холодильного агента впливає на показники
роботи компресора наступним чином:
а) значення q0 ,  ,  1 – збільшуються;
б) значення q0 ,  – збільшуються,  1 і Vh – зменшуються;
в) значення q0 ,  – незмінні,  1 і Vh – збільшуються;
г) значення q0 ,  – зменшуються,  1 – збільшується.
31. Енергетичні втрати в компресорі обумовлені, головним чином, наступними
факторами:
а) теплообмін пари зі стінками циліндра й опір у клапанах;
б) збільшення питомого об'єму пари;
в) депресія усмоктування і нагнітання;
г) витік пари через нещільності.
32. Збільшення енергетичних витрат у дійсному процесі в порівнянні з
теоретичним характеризується:
а) коефіцієнтом подачі компресора;
б) холодильним коефіцієнтом;
в) індикаторним КПД;
г) коефіцієнтом корисної дії.
77
33. Втрати на тертя в компресорі оцінюють за допомогою величини, що
визначають по формулі:
N
а)  i  T ;
Ni
N
б)  мех  i ;
Nl
Q
в)   0 ;
NT
Q
г)  l  0 ;
Nl
34. Критерієм переходу до двоступінчастого стиску є умова:
P
а) k  9 ;
P0
V
б) h  2 ;
Vg
Q
в) 0  1 ;
Qk
г) i1  i4  2 .
35. У холодильних машинах двоступінчастого стиску з неповним проміжним
охолодженням і одноступінчатим дроселюванням холодильний коефіцієнт
визначають по формулі:
Q0
а) M н  M в 
;
i1'  iв
б) l Н  М Н ( i2  i1 );
Q0
в)  
;
lН  lВ
г) lв  М в ( i4'  i3' );
36. При роботі холодильної машини двоступінчастого стиску з неповним
проміжним охолодженням і одноступінчатим дроселюванням значення
проміжного тиску визначають по формулі:
F
а) P  ;
S
б) P  P0  Pk ;
в) P  gh;
1
г) P  Pk ;
3
78
37. Проміжна судина включається в схему холодильної машини:
а) двоступінчатого стиску з неповним проміжним охолодженням і
одноступінчатим дроселюванням;
б) каскадної;
в) двоступінчатого стиску з повним проміжним охолодженням і
двоступінчастим дроселюванням;
г) повітряної.
38. У проміжній судині відбувається процес:
а) кипіння холодильного тиску при тиску P0;
б) поділу фаз на суху насичену пару і насичену рідину при Pпр;
в) фазовий перехід холодильного агента з пари в рідину при Pк;
г) зниження тиску холодильного агента від Рк до Р0.
39. Цикл двоступінчатого стиску з повним проміжним охолодженням і
двоступінчатим дроселюванням характерний тим, що:
а) дозволяє одержати дві різні температури кипіння холодильного
агента;
б) у схемі холодильної машини взаємодіють два різні холодильні
агенти;
в) через ступіні низького і високого тиску проходить однакова кількість
холодильного агента;
г) теплоенергетичні показники роботи холодильної машини залежать
від концентрації холодильного агента.
40. Характерною рисою каскадної холодильної машини є те, що:
а) у її схемі відсутні компресори;
б) робочим тілом її є бінарна суміш;
в) робочим тілом її є водяна пара;
г) вона складається з двох одноступінчатих холодильних машин, що
працюють на різних холодильних агентах.
41.Теплообмінні апарати холодильних машин підбирають по величині:
а) термічного опіру;
б) температури холодильного агента;
в) теплопередавальній поверхні;
г) тепловому навантаженню на апарати.
42.Теплообмінні апарати аміачних холодильних машин виготовляють з:
а) чорних металів;
б) міді;
в) бронзи;
г) латуні.
79
43. Найбільш компактні і менш металоємні конденсатори:
а) кожухотрубні і кожухозмійовикові;
б) зрошувальні;
в) випарні;
г) повітряного охолодження. змеевик
44. Теплопередавальну поверхню теплообмінних апаратів визначають по
формулі:
Q
а) F 
;
kt
Q  Q2
б) Q  1
;
Q1
2 ,3 lg
Q2
Q
в) V 
;
c( t 2  t1 )
г) F 
d 2
4
45. Для регулювання кількості холодильного агента, що заповнює випарник,
застосовують:
а) реле тиску
б) терморегулювальний вентиль;
в) реле температури;
г) водорегулювальний вентиль.
46. Відмінною рисою абсорбційних холодильних машин є:
а) відсутність у схемі компресора;
б) холодильним агентом є вода;
в) використання корисної роботи адіабатного розширення;
г) можливість одержати кілька значень температури кипіння.
47. Одною з головних вимог до бінарних сумішей абсорбційних холодильних
машин є:
а) компоненти повинні вступати в хімічну реакцію;
б) температура кипіння абсорбенту повинна бути значно вище
температури кипіння холодильного агента;
в) абсорбент не повинний поглащати холодильний агент;
г) компоненти суміші не повинні змінювати свій агрегатний стан.
48. Функція ректифікатора (дефлегматора) у схемі абсорбційної холодильної
машини:
а) понизити температуру кипіння холодильного агента;
б) передача теплоти усередині циклу;
в) переміщати розчин з абсорбенту в генератор;
г) очищення холодильного агента від пар абсорбенту.
80
49. Тепловий баланс абсорбційної холодильної машини має вигляд:
а) qk  q0  l ;
б) Qг  Qо  Qн  Qк  Qаб ;
в) i1'  i1  i3'  i3 ;
Q
г)   0 .
L
50. Цикл парової компресійної холодильної машини будують у lg P  i діаграмі, а
також у діаграмі з координатами:
а) P   ;
б) i  s;
в) T  S ;
г) i  d .
51. Компресори холодильних машин призначені для:
а) дроселювання холодильного агента;
б) стиску і переміщення робочої речовини;
в) конденсації парів холодильного агента;
г) адіабатного розширення парів холодильного агента.
52. За принципом дії компресори холодильних машин поділяються на два класи:
а) об'ємного і температурного принципу дії;
б) подвійного та одинарного принципу дії;
в) температурного та обмеженого принципу дії;
г) об'ємного і динамічного принципу дії.
53. Робочий цикл поршневого компресора це:
а) зворотно-поступальний рух кривошипа;
б) сукупність термодинамічних процесів у ньому;
в) процеси усмоктування і нагнітання;
г) сукупність об'ємних втрат.
54. Відмінність дійсного процесу поршневого компресора від теоретичного
полягає в тому, що:
а) враховуються енергетичні втрати;
б) враховуються об'ємні втрати;
в) враховується кількість циліндрів;
г) враховується частота обертання.
55. Депресія усмоктування це:
а) робота компресора з «сухим ходом»;
б) робота компресора з «вологим ходом»;
в) різниця тиску кипіння і усмоктування;
г) різниця температури кипіння і конденсації.
81
56. Об'ємна продуктивність компресора визначається за формулою:
а) q = q0/1 ;
б) V = abh;
в)  = V/m;
г) V = Q0/( q).
57. До основних розмірів компресора відносять:
а) діаметр циліндра, хід поршня;
б) кількість циліндрів, частота обертання;
в) приведена частота обертання, мертвий обсяг;
г) середня швидкість поршня, максимальне його прискорення.
58. Об’єм, описуваний поршнями компресора, визначають за формулою:
а) V = M1;
б) q= q0 / 1;
в) V = 0,25D2szn;
г) Ki = S1,5 n2.
59. Діаметр циліндра компресора визначають за формулою:
а) D  3
4VT
;
zn
б) D 
4F

F
в) D 
г) D 

;
;
V
.
 b
60. При збільшенні значення частоти обертання колінчатого вала компресора:
а) збільшується тиск нагнітання;
б) зменшуються габаритні розміри і маса машини;
в) збільшується теплове навантаження;
г) скорочується імовірність витоків.
61. Сучасні тенденції компресоробудування характеризуються:
а) збільшенням частоти обертання;
б) збільшенням об'ємного мертвого простору;
в) зменшенням індикаторного ККД;
г) зменшенням коефіцієнта подачі.
62. Середня швидкість поршня компресора визначається за формулою:
s
а)   ;

Q
;
m  t
в) V  m  ;
г) cm  2Sn .
б) c 
82
63. Газодинамічний розрахунок компресора проводять з метою:
а) визначення газового складу робочої речовини;
б) визначення сил і моментів сил у компресорі;
в) визначення коефіцієнта тертя;
г) визначення припустимих швидкостей пару і гідравлічних втрат.
64. У результаті динамічного розрахунку компресора визначають:
а) діаметр усмоктувальних і нагнітаючих клапанів;
б) сили і моменти сил, що діють у ньому;
в) частоту обертання колінчатого вала;
г) тип холодильного агента.
65. Вільна питома сила поршневого компресора визначається:
а) P = Ni +Q0 ;
б) P = N ;
в) P = П + Iп + Rп ;
г) Р = А + R – B – T.
66. Задачею теплового і конструктивного розрахунків конденсаторів є:
а) визначення поверхні теплообміну і геометричних розмірів;
б) визначення температури кипіння і конденсації холодильного
агента;
в) визначення витрати холодильного агента;
г) визначення витрати охолодженого середовища.
67.Тепловий потік у конденсаторі можна визначити:
а)Qk = F (t-tk)
б) Qk = M (i2 – i3);
в) Qk = cmt;
г) Qk = Q0 – Ni .
68. Рівняння теплового балансу конденсатора має вигляд:
а) qк  i2  i3 ;
б) Qк  Fkt ;
в)  А   A  FA  Fp  K p  t ;
 Fa 
.

F
p
 
г) qa   a   a 
69. Витрату води, що подається на зрошення в зрошувальних і випарних
конденсаторах визначають:
Q0
;
i2  i1 
Q  Q  cG исп t2
б) G  к в
;
c  t2  t1 
F K t
в) G  p p ;
 A FA
Q
г) G  M  0 .
i2  i1
а) G 
83
70. Особливістю випарного конденсатора є те, що основна кількість теплоти від
холодильного агента приділяється за рахунок:
а) потоку повітря;
б) конденсації вологи;
в) відкриття люка;
г) випару води.
71. Витрату повітря при розрахунку повітряного конденсатора визначають за
формулою:
а) Gв  Fж     ;
Q0
;
ct
в) Gв     ;
б) Gв 
г) Gв  G p  M в .
72. Кипіння рідини у випарнику холодильної машини може бути:
а) ламінарний;
б) турбулентний;
в) відкритим і закритим;
г) пузирьковим і плівковим.
73. Як визначальний розмір у критерії Re, при розрахунку випарника, приймають
а) довжину труби;
б) діаметр труби;
в) зовнішній діаметр;
г) внутрішній діаметр.
74. Середню логарифмічну різницю температури у випарнику визначають за
формулою:
а) t  f lg i ;
б) Qm 
t1  t2
;
t1  t0
ln
t 2  t0
в) lg P  i ;
г) t  t2  t1   lg T .
75. Щільність теплового потоку з боку теплоносія до стінки визначають:
Fa
;
Fs
Q
а) q    Q 
б) q 

 i


1
;
Q0
;
F
г) q  Q0  Ni .
в) q 
84
76. Відмінною рисою розрахунку повітроохолоджувачів є те, що необхідно
враховувати не теплоту, що відводиться тільки від повітря, але і:
а) розміри охолоджуваного приміщення;
б) тип компресора холодильної машини;
в) об'ємні і енергетичні втрати;
г) кількість вологи.
77. Кількість теплоти, що відводиться від вологого повітря поверхнею
повітроохолоджувача визначають:
а) Q = cmt;
б) Q = Gв (i1 – i2);
в) Q = W . r;
г) Q = F t.
78. У сухих повітроохолоджувачах температура повітря на виході приймається
нижче температури на вході на:
а) 2 – 4оС;
б) 5 – 7оС;
в) 8 – 12оС;
г) 10 – 15оС.
79. У повітроохолоджувачах щільність теплового потоку з боку повітря
визначають:
а) Q = W . r;
б) q = q0 / 1;
в) q =  (tв – t);
г) Qк = Q0 + Ni .
80. Переохолодження рідкого холодильного агента перед дроселюванням
здійснюють з метою:
а) скорочення об'ємних втрат;
б) збільшення значення коефіцієнта подачі;
в) зниження температури кипіння;
г) збільшення значення питомої масової холодопродуктивності.
85
Для изучения учебных дисциплин рекомендуется следующая литература:
1. Холодильные машины: /Кошкин Н.Н., Сакун И.А., Бамбушек Е.М. и др. –
Л.: Машиностроение, 1985. – 510с.
2. Расчёт и конструирование торгово-технологического оборудования (под
ред. В.Н.Шувалова). – Л.: Машиностроение. – 1985. – 336с.
3. Борисов
В.И.
общая
методика
конструирования
машин.
М.:
Машиностроение, 1978. 120с.
4. Орлов П.И. Основы конструирования: Справочно-методическое пособие в
3х книгах, 2-е изд. М.: Машиностроение, 1977. 623с.
5.
Курылев Е.С., Оносовский В.В., Румянцев Ю.Д. Холодильные установки.
СПб.: Политехника, 1999.
6. Чумак И.Г., Никульшина Д.Г. Холодильные установки. К.: Выща школа,
1988.
7. Данилова Е.Н. Богданов С.Н., Иванов О.П. й др. Теплообменные аппараты
холодильных установок. -Л.: Машиностроение, 1973.
8. Теплообменные аппараты, приборы автоматики и испытания холодильных
машин. Справочник /под ред. Быкова А.В. -М.: Легкая и пищевая
промышленность, 1984.
9. Холодильные машины. Справочник /под ред. Быкова А.В. -М.: Легкая и
пищевая промышленность, 1982.
10.Холодильные машины. Под редакцией Сакуна И.А. -М.: Пищевая
промышленность, 1973.
11. Зеликовский И.Х., Каплан Л.Г. Малые холодильные машины и установки. М.: Агропромиздат, 1989 - 672с.
12. Еркин А.П., Коренев А.М., Харитонов В.П. Устройство и эксплуатация
холодильных установок. -М.: Пищевая промышленность, 1980 - 312с.
13.
Мальгина Е.В, Мальгин И.В., Суедов В.П. Холодильные машины и
установки. - М.: Пищевая промышленность, 1980 - 592с.
86
Скачать