WWW.MASH.DOBROTA.BIZ
БЕСПЛАТНАЯ  ИНТЕРНЕТ  БИБЛИОТЕКА - онлайн публикации
 

Pages:   || 2 | 3 |

«И УСТАНОВКИ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА Утверждено Департаментом кадров и учебных заведений МПС России в качестве учебника для студентов техникумов и колледжей ...»

-- [ Страница 1 ] --

В.Е. ПИГАРЕВ, П.Е. АРХИПОВ

ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ

И УСТАНОВКИ

КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ ВОЗДУХА

Утверждено

Департаментом кадров

и учебных заведений МПС России

в качестве учебника для студентов

техникумов и колледжей

железнодорожного транспорта

МОСКВА

УДК 629.463.125+629.4.048

ББК 39.22

П32

Пигарев В.Е., Архипов П.Е. /Под редакцией В.Е. Пигарева .

Холодильные машины и установки кондиционирования воздуха:

П32 Учебник для техникумов и колледжей железнодорожного транспорта. — М.: Маршрут, 2003. — 424 с .

ISBN 5-89035-122-2 Рассмотрены теоретические основы холодильных машин и установок кондиционирования воздуха подвижного состава, принципы выбора и расчёта их элементов, особенности конструкции, эксплуатации и технического обслуживания холодильного оборудования, а также его техническая диагностика и методы испытания .

Учебник написан в соответствии с государственными требованиями к обязательному минимуму содержания и уровню подготовки выпускников техникумов и колледжей железнодорожного транспорта по программе дисциплины «Холодильные машины и установки кондиционирования воздуха», специальности 1707 Техническая эксплуатация подвижного состава железных дорог, специализации 1707.03 Установки и электрические аппараты вагонов .

Предназначен для студентов техникумов и колледжей железнодорожного транспорта; может быть также использован персоналом вагонного хозяйства, связанным с эксплуатацией и ремонтом подвижного состава .

УДК 629.463.125+629.4.048 ББК 39.22 Р е ц е н з е н т ы : главный инженер Департамента вагонного хозяйства МПС России В.А. Чижов; заместитель главного инженера ФГУП «Воронежский вагоноремонтный завод им. Э.Тельмана», канд. техн. наук В.Т. Бахтин;

преподаватель Московского коллежда железнодорожного транспорта А.В. Щепетов; преподаватель Воронежского электромеханического колледжа железнодорожного транспорта Е.П. Стрыжаков .

Пигарев В.Е., Архипов П.Е., 2003 Издательство «Маршрут», 2003 ISBN 5-89035-122-2 УМК МПС России, 2003 ВВЕДЕНИЕ Холодильная техника — высокоразвитая отрасль промышленности, способная удовлетворять самые разнообразные требования, возникающие в связи с необходимостью отводить теплоту от различных объектов .

Холодильная машина — это замкнутая система из аппаратов и устройств, предназначенных для осуществления холодильного цикла. Используют холодильные машины для охлаждения разнообразной продукции ниже температуры окружающей среды и для непрерывного поддержания заданной температуры в течение необходимого времени .

Холодильная установка включает в себя холодильную машину, приборы автоматики, трубопроводы и сооружения, необходимые для проведения технологических процессов .

В 1834 г. была изобретена компрессионная холодильная машина .

Искусственное охлаждение начали применять при заготовке, обработке и транспортировке скоропортящихся продуктов. Первая установка для замораживания мяса была построена в Австралии в 1861 г. Такое мясо впервые было перевезено в 1876 г. на судне-рефрижераторе с машинным охлаждением. Изотермические вагоны с ледяным охлаждением начали эксплуатировать в США с 1858 г. Первую холодильную машину в России применили в 1888 г. на рыбных промыслах в Астрахани. В настоящее время практически нет такой отрасли промышленности, где бы не применялся искусственный холод .





Холодильное хозяйство страны носит комплексный характер и представляет собой единую холодильную цепь, охватывающую все последовательные звенья производства, хранения, транспортировки и реализации пищевых продуктов .

Железнодорожный хладотранспорт — одно из ведущих звеньев непрерывной холодильной цепи, представляющей собой технологическую систему, обеспечивающую подготовку, хранение и транспортировку скоропортящейся продукции .

Перевозка скоропортящихся грузов связана с определёнными температурными режимами, поэтому энергетика рефрижераторного подвижного состава, кроме охлаждения груза в летнее время, предусматривает его обогрев зимой .

Основной элемент современного железнодорожного хладотранспорта — рефрижераторный подвижной состав — имеет общую или индивидуальную для каждого вагона энергетическую установку и источник получения искусственного холода — холодильную машину .

Выбор энергохолодильного оборудования и особенности его конструкции и энергетики рефрижераторного подвижного состава обусловлены спецификой технологии железнодорожного хладотранспорта. Конструктивные особенности оборудования в основном определяются габаритом подвижного состава. Это обстоятельство вызывает высокие удельные тепловые нагрузки рефрижераторных вагонов, что влечет за собой продолжительное время включения машинного оборудования, ужесточая требования к его надежности, а также интенсифицирует процессы усушки груза и потери его массы. Пространственная ограниченность вагона создает трудности и в размещении и обслуживании машинного оборудования. Конструктивные особенности, вытекающие из ограниченности габаритов и особенности геометрии вагонов, обостряют требования по поддержанию допустимых температурных градиентов по объему перевозимого груза .

Для выполнения своей основной задачи железнодорожный хладотранспорт располагает: специальным подвижным составом, пунктами экипировки вагонов и их обслуживания, снабжения хладоносителем, специализированными депо, пунктами санитарной обработки вагонов, другими стационарными и передвижными устройствами .

В соответствии с Соглашением о международных перевозках скоропортящихся пищевых продуктов и транспортных средствах доставки, предназначенных для этих перевозок, разработанным

Европейской экономической комиссией ООН (ЕЭК ООН), весь подвижной состав хладотранспорта подразделяют на:

вагоны-термосы, кузов которых образуют: теплоизоляционные стены, крыша, пол и двери, позволяющие ограничить теплообмен между внутренней и наружной поверхностями грузового помещения;

вагоны-ледники, имеющие источник естественного холода с готовым холодоносителем (сухой лед, жидкий азот, эвтектические плиты и т.п.); в ряде конструкций подвижного состава подобного типа предусматривают системы автоматического регулирования подачи холодоносителя, обеспечивающие режим поддержания заданной температуры;

рефрижераторный подвижной состав — 5-вагонные секции и автономные вагоны, имеющие общую или индивидуальную для каждого вагона энергетическую установку и источник получения искусственного холода — холодильную машину;

отапливаемые вагоны, оснащенные установками, позволяющими обеспечить и автоматически поддержать заданный температурный режим обогрева грузового помещения .

В настоящее время находят применение изотермические контейнеры, охлаждаемые навесными или встроенными холодильно-отопительными агрегатами. Их масса брутто колеблется от 5 до 30 т .

Более широкая градация изотермических контейнеров предусмотрена международным стандартом (масса брутто 30, 25, 20, 10, 7,5 т) .

Высота и ширина всех стандартизированных контейнеров 2438 мм .

На контейнеры, используемые для перевозки скоропортящихся грузов в международном сообщении, распространяются также таможенные предписания, морской регистр, требования бюро стандартов и др .

Крупнотоннажные контейнеры, специализированные для перевозки пищевых продуктов, классифицированы по наличию источников холода, типу применяемой системы охлаждения или отопления. В соответствии с международными требованиями контейнеры проектируют для эксплуатации при наружных температурах от +45 до –45 °C. Системы охлаждения (отопления) должны сохранять работоспособность при наружных температурах от +55 до –50 °C и атмосферном давлении от 86,5 до 167 кПа .

К номинальным (расчетным) условиям при проектировании изотермических контейнеров отнесены: температура грузового помещения –20 °C при температуре наружного воздуха +45 °C для рефрижераторных контейнеров и +16 и –40 °C соответственно для отапливаемых контейнеров .

Характерная особенность таких контейнеров состоит в том, что они унифицированы по внешним и присоединительным параметрам с большегрузными контейнерами общего назначения .

Холодоснабжение большегрузных изотермических контейнеров может осуществляться от машинной холодильной установки, установки с жидким азотом или сухим льдом. Машинным охлаждением оснащено около 90 % парка изотермических контейнеров. Важнейшие преимущества такого охлаждения: универсальность, автономность и экономичность; недостатки — сложность изготовления, низкая надежность .

Относительная простота, высокая надежность, возможность быстрого понижения температуры груза и воздуха в грузовом помещении, незначительная естественная убыль — отличительные особенности жидкоазотной и сухоледной систем охлаждения контейнеров .

Внутренний объём контейнеров многих зарубежных фирм массой брутто 20 т составляет 0,75 наружного. Объем грузового помещения 23—26 м3. Наружные габаритные размеры контейнеров:

2,435 2,435 6,055 м .

Перевозят такие контейнеры на специальном подвижном составе, платформах-автомобилях, судах-контейнеровозах. В портах обрабатывают крупнотоннажные контейнеры на специально выделенных и технически оснащённых причалах-терминалах .

Для дорог страны разработана техническая документация на рефрижераторный контейнер массой брутто 20 т; изготовлены и испытаны опытные образцы контейнеров с машинной и азотной системами охлаждения. Отечественные контейнеры типа СК-5 соответствуют типоразмерам международного стандарта, имеют надежную теплоизоляцию. В их конструкции широко использованы алюминий, его сплавы и стеклопластик .

Температура, влажность, чистота и другие параметры воздуха, если они отвечают нормам, способствуют хорошему самочувствию людей и успешному выполнению многих производственных процессов. Для придания воздуху определенных свойств применяется кондиционирование .

Термин «кондиционирование» воздуха образован от слова «кондиция» и в широком смысле этого слова означает обработку воздуха .

Необходимость применения кондиционирования воздуха в пассажирских вагонах обусловлена их низкой теплоустойчивостью, малым объемом помещения, приходящимся на одного пассажира, а также быстрым передвижением вагонов, вследствие чего они попадают в различные климатические зоны и разные погодные условия .

В более узком и распространенном смысле кондиционирование воздуха — это подготовка и поддержание заданных параметров воздуха независимо от изменения климатических и погодных условий именно в бытовых помещениях, к которым относят и пассажирские вагоны .

В качестве источника искусственного холода в современном подвижном составе используют установки машинного охлаждения с хладоновыми компрессорами. Несмотря на конструктивное совершенство, энергетическую эффективность и хорошие эксплуатационные показатели хладоновых холодильных машин, идет интенсивный поиск новых решений в области холодильной техники для установок подвижного состава, включающий разработку и использование более эффективных и экологически чистых хладагентов, а также создание машин принципиально новых типов .

Важная задача совершенствования технологии хладотранспорта — это разработка единой автоматизированной системы управления перевозками скоропортящихся грузов различными видами транспорта .

ГЛАВА 1. ТЕРМОДИНАМИЧЕСКИЕ ОСНОВЫ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

1.1. Физические принципы получения низких температур Физическая природа тепла и холода одинакова, разница состоит только в скорости движения молекул и атомов. Когда тепло отводится, движение молекул замедляется и тело охлаждается. Если тепло подводится, движение молекул ускоряется и тело нагревается, т.е. причина тепла и холода — движение молекул, из которых состоит любое физическое тело .

Охлаждение — это процесс отвода тепла или отдачи работы, сопровождающийся понижением температуры. Охлаждение осуществляется с участием не менее двух тел: охлаждаемого и охлаждающего .

Количество тепла, которое может поглотить охлаждающее тело, определяет его охлаждающий эффект или холодопроизводительность .

Естественное охлаждение осуществляется теплообменом с окружающей средой, искусственное — холодильной машиной .

Колебания температуры в природных условиях создают возможность сохранения при аккумуляции естественного холода. Наиболее распространенное тело, сохраняющее естественный холод, — водный лед .

В практических условиях для передачи холода применяют специальные устройства. Их работа осуществляется при дополнительной затрате энергии .

Охлаждающий эффект при низких температурах достигается применением следующих физических процессов: фазовых превращений, сопровождающихся поглощением тепла (плавление, парообразование, растворение соли); расширения сжатого газа с отдачей внешней работы; расширения газа путем дросселирования (эффект Джоуля—Томсона); вихревого эффекта охлаждения; пропускания электрического тока через спай двух металлов или полупроводников (эффект Пельтье); размагничивания твердого тела (магнитно-калорический эффект); десорбции газов .

Фазовые превращения (плавление, кипение, сублимация) — это процессы, поглощающие относительно большое количество тепла, и поэтому применяются для получения охлаждающего эффекта .

Плавление и охлаждение смеси .

Плавление водного льда широко используется для охлаждения выше 0° .

Смешение раздробленного льда или снега с солью понижает температуру таяния смеси. Охлаждающие смеси образуются из веществ, которые в процессе растворения поглощают тепло .

Кривые (рис. 1.1) температур начала кристаллизации: компонента А из Рис. 1.1. Диаграмма температур жидкого раствора при увеличении ко- начала кристаллизации чистых личества компонента В; компонента В компонентов в зависимости от при добавлении А пересекаются в точ- состава раствора ке Е. Жидкость состава хе при температуре ТЕ насыщена одновременно обоими компонентами и находится в равновесии с кристаллами А и В. Ниже температуры точки Е расположены две твердые фазы кристаллов чистых компонентов А и В. Среди всех сочетаний этих компонентов раствор состава точки Е имеет наиболее низкую температуру плавления (кристаллизации). Точка Е называется эвтектической, или криогидратной, а соответствующий ей раствор — эвтектикой («легко плавящийся») .

Для охлаждения применяют смеси солей с водой и солей или кислот с измельченным льдом или снегом. Для охлаждения до температуры –21,2 °C используется хлористый натрий со льдом, выше – 55 °C — хлористый кальций со льдом .

С понижением температуры плавления компонента в растворе уменьшается холодопроизводительность 1 кг охлаждающей смеси (табл. 1.1) .

Таблица 1.1 Зависимость холодопроизводительности смеси водный лед — NaCl от содержания соли Отношение весов соли и льда, % Показатели Температура 0 -3, 5 -6, 2 -9, 9 -13, 7 -17, 8 -21, 2 плавления, °С Теплота плавления, ккал/кг

–  –  –

мические свойства жидкости и пара в этой точке тождественны. Теплота парообразования используется для искусственного охлаждения в паровых холодильных машинах: компрессионных, пароэжекторных и абсорбционных .

Интенсивное испарение воды для получения охлаждающего эффекта наблюдается при низкой относительной влажности воздуха .

Испарительное охлаждение водой применяется при относительно высоких температурах. Для испарительного охлаждения при более низких температурах используют вещества с низкой температурой кипения при атмосферном (нормальном) давлении. Фреон R11, хладон R12, аммиак, фреон R22 имеют соответственно следующие нормальные температуры кипения: –23,7 °C; –29,8 °C; –33,4 °C; – 40,8 °C .

Температура плавления (затвердевания) зависит от давления и за некоторым исключением изменяется в одном направлении с ним, подобно температуре кипения. Кривые плавления II и кипения I пересекаются в точке, называемой тройной. Тройная точка характеризует состояние, в котором при определенном давлении и температуре сосуществуют три фазы (твердая, жидкая и газообразная) в любых количественных соотношениях. Ниже тройной точки вещество находится либо в твердом, либо в газообразном состоянии .

Точки кривой III определяются значениями давлений и температур, при которых твердая и газообразная фазы находятся в равновесии. Процесс перехода из твердого состояния непосредственно в парообразное называется сублимацией, или возгонкой .

В тройной точке для СО2 температура – 56,6 °C и давление 0,528 МПа .

Жидкая углекислота может иметь температуру выше – 56,6 °C. Температура сублимации твердой углекислоты при атмосферном давлении – 78 °C .

Сублимирующая твердая углекислота называется «сухим льдом» .

Сухой лед широко применяют для охлаждения вследствие низкой температуры сублимации и высокой весовой холодопроизводительности. В вакууме температура сублимации сухого льда может быть понижена до –100 °C; при смешении его с серной кислотой температура эвтектической точки достигает –82 °С .

Температура и давление тройной точки воды 0,00098 °С и 0,000623 Мпа соответственно; водный лёд сублимирует при температурах ниже нуля. Сублимацию водного льда используют при сушке различных препаратов под вакуумом .

–  –  –

В адиабатическом (изоэнтропическом) процессе расширения 1–2а отсутствует теплообмен с внешней средой, показатель п равен показателю адиабаты k, энтропия остается постоянной. В процессе 1—2n с подводом тепла показатель политропы n k, a 1—2n с отводом тепла — n k. Процесс расширения газа в расширительной машине (детандере) протекает с подводом тепла. Полное преобразование внутренней энергии в механическую работу осуществляется в адиабатическом процессе .

Расширение газов путем дросселирования (эффект Джоуля—Томсона). Резкое снижение давления жидкости или газа при прохождении их через суженное отверстие (вентиль, кран) называется дросселированием. В этом процессе не производится внешней работы и давление снижается очень быстро, вследствие этого теплообмен с внешней средой не происходит. Энтальпия остается постоянной i1 = i2, поэтому такой адиабатический процесс не является изоэнтропическим. Энтропия возрастает, и процесс необратим (1—2U, l—2i, 1—2i, рис. 1.3) .

Линии постоянных температур и энтальпий (изотерма и изоэнтальпа) идеального газа совпадают, поэтому при дросселировании температура не изменяется. При дросселировании реального газа в результате изменения внутренней энергии совершается работа для преодоления внутренних сил взаимодействия молекул au = 0, и поэтому изменяется температура.

При дросселировании идеального газа объемная энергия не изменяется:

(P) = P22 – P11 = 0, (1.3) в процессах реального газа она может возрастать и уменьшаться (P) = P22 – P11 0. (1.4) Взаимодействие между молекулами реального газа и изменение его объемной энергии в процессе расширения обусловливают при дросселировании два температурных эффекта, которые могут складываться или взаимно компенсироваться .

Точка, соответствующая состоянию реального газа, в котором эффект Джоуля—Томсона равен нулю, называется точкой инверсии, а геометрическое место таких точек — кривой инверсии. В интервалах температур инверсии дросселирование дает охлаждающий эффект, а выше и ниже происходит нагревание газа .

Эффект Джоуля—Томсона применяется при получении особо низких температур .

Вихревой эффект охлаждения. Французский инженер Ранк предложил использовать для охлаждения вихревой эффект с помощью специальной трубы. Тангенциально по отношению к внутренней поверхности трубы установлено сопло (рис. 1.4). Около сопла расположена диафрагма с концентрическим отверстием. По одну сторону от диафрагмы находится свободный выход (холодный конец), а по другую — дроссельный вентиль (горячий конец). Поток сжатого воздуха, предварительно охлажденного водой, поступает в сопло, завихряется и приобретает кинетическую энергию. Через центральное отверстие диафрагмы воздух выходит охлажденный, а через свободный выход — нагретый. В трубе воздух раз- Рис. 1.4. Вихревая труба: a — конструкции; б — деляется на два потока — схема протекания воздуха; 1 — сопло; 2 — диафхолодный и горячий. Ко- рагма; 3 — дроссельный вентиль; 4 — горячий конец трубы; 5 — холодный личество воздуха и, следовательно, температуру потоков можно регулировать бльшим или меньшим открыванием дроссельного вентиля .

Воздушный поток, вышедший из сопла, образует вихрь, угловая скорость W вращения которого велика около оси и уменьшается по мере удаления от нее. При движении к дроссельному вентилю поток, вследствие наличия сил трения между слоями газа, приобретает почти одинаковую угловую скорость, так как внутренние слои теряют скорость, а внешние набирают ее .

В начальный момент процесса разделения газа угловая скорость элементарной массы его на некотором расстоянии от оси трубы больше, чем в последующий момент. При этом получается избыток кинетической энергии, который передается внешним слоям, повышая их температуру. Внутренние слои газа, охладившиеся при истечении, отдавая свою кинетическую энергию внешним слоям посредством трения, не получают в поле вихревого разделения газа эквивалентного возврата тепла от них. Температурное расслоение газа в вихревой камере происходит значительно быстрее наступления термического равновесия. Вследствие этого внешние слои выходят через дроссельный вентиль нагретыми, а внутренние — через отверстие в диафрагме — холодными. Термодинамически процессы вихревой трубы мало эффективны. Получение охлаждающего эффекта таким путем связано с перерасходом энергии в 8—10 раз по сравнению с воздушной холодильной машиной .

Можно получить низкие температуры и термоэлектрическим способом (эффект Пельтье). Термоэлектрические явления обусловлены наличием связи между тепловыми и электрическими процессами. Если к термопаре подвести постоянный ток, один из спаев будет нагреваться, другой охлаждаться. При перемене направления тока изменится и нагрев спаев — нагретый будет охлаждаться, а холодный нагреваться. Эффект Пельтье обусловлен особенностями прохождения потока электронов через поверхность спая разнородных металлов. Описанное явление открыто еще в 1834 г., но практического значения долгое время не имело .

В последние годы эффект Пельтье применен в домашних электрохолодильниках и комнатных кондиционерах с термопарами из различных полупроводников .

1.2. Основные параметры и единицы их измерения Тепловое состояние физического тела характеризуется его температурой, которая является одним из основных параметров состояния тела .

Международная система единиц (СИ) предусматривает для измерения температуры применение двух температурных шкал: термодинамической температурной шкалы и Международной практической температурной шкалы. Температуры по каждой из этих шкал могут быть выражены в градусах Кельвина (Т К) и в градусах Цельсия (t °С) в зависимости от начала отсчета (положения нуля) по шкале. По шкале Кельвина за начало отсчета принят абсолютный нуль, расположенный на 273, 16 К ниже тройной точки воды. При абсолютном нуле прекращается поступательное и вращательное движение атомов и молекул. По шкале Цельсия за начало отсчета принята точка таяния льда, которая лежит на 273, 15 К выше абсолютного нуля и на 0,01 ниже тройной точки воды при нормальном атмосферном давлении .

Соотношение между t °C и ТК: t = Т–273,15 °С, или приближенно t = T–273 °С .

Для измерения температуры используют следующие приборы:

жидкостные и газовые термометры, в которых происходит изменение объема жидкости или газа;

манометрические термометры, в которых изменяется давление газа в замкнутой системе;

термометры сопротивления, в которых происходит изменение электрического сопротивления проводника (датчика) в зависимости от температуры;

термоэлектрические пирометры (термопары), в которых два проводника из различных материалов образуют замкнутую цепь и имеют два спая; в цепи возникает электродвижущая сила, пропорциональная разности температур спаев .

Чтобы определить физическое состояние вещества, необходимо знать его температуру и давление, т.е. силу, действующую на единицу поверхности перпендикулярно к ней (в холодильных установках это давление газов, паров или жидкостей на стенки труб, сосудов и т.п.). Основной единицей измерения давления является паскаль (Па), т.е. сила в 1 ньютон (Н), приходящаяся на 1 м2 площади (1 Па = 1 Н/м2). Эта единица давления очень мала, поэтому применяют укрупненные единицы-килопаскаль и мегапаскаль (кПа и Мпа соответственно) .

Давление измеряют жидкостными или пружинными манометрами. Манометры, показывающие разрежение или вакуум, называют вакуумметрами .

Давление по манометру называют избыточным или манометрическим Pман, в отличие от абсолютного P, учитывающего давление атмосферного воздуха Pбар.

Атмосферное давление приблизительно составляет 0,1 МПа:

P = Pман + Pбар .

Температура, давление и объем любого тела определяют его физическое состояние .

Все вещества отличаются одно от другого плотностью. Плотностью вещества (кг/м3) называют величину, численно равную массе единицы его объема, т.е .

P = m/V, где m и V — соответственно масса и объем тела. За единицу массы всех веществ и тел принят килограмм (кг). Для характеристики газов используют также понятие удельного объема (м3/кг), т.е. объема единицы массы = V/m = 1/P .

К сложным параметрам относятся: удельная внутренняя энергия u; удельная энтропия S; и удельная энтальпия i .

Энтропия — это функция состояния термодинамической системы, характеризующая направление протекания процесса теплообмена между системой и внешней средой.

В термодинамических расчетах используют не абсолютное значение энтропии, а ее изменение в процессе теплообмена, которое определяется отношением количества подведенной (или отведенной) теплоты к средней термодинамической температуре рабочего тела:

S2 – S1 = Q/T, где S1, S2 — соответственно начальная и конечная энтропия, Дж/К;

Q — теплота, подведенная к рабочему телу или отведенная от него, Дж .

Процессы без подвода или отвода теплоты называются адиабатными и протекают при S = const .

Энтальпией называется полная энергия рабочего тела.

Удельная энтальпия равна сумме удельной внутренней энергии U и потенциальной энергии давления p:

i=U+P .

В процессах с постоянным давлением при переходе тела из одного состояния в другое количество подведенной или отведенной теплоты равно разности энтальпий:

q1-2 = i2 – i1 .

Затраченная или полученная работа в адиабатном процессе определяется также разностью энтальпий:

l1-2 = i2 – i1 Для нагревания одинакового количества различных физических тел одной и той же массы на одно и то же число градусов необходимо подвести различное количество теплоты. Это объясняется различной теплоемкостью тел .

Теплоемкость — это отношение количества теплоты Q, сообщаемого телу, к соответствующему изменению его температуры: С = Q/T .

Отношение теплоемкости к массе тела m называется удельной теплоемкостью: с = С/т. В СИ удельная теплоемкость выражается в Дж/(кг·К) .

Теплоемкость зависит от химического состава и состояния тела, процесса сообщения ему теплоты, его температуры. С понижением температуры теплоемкость в большинстве случаев уменьшается .

Если тело нагревается от T1 до Т2, то средняя удельная теплоемкость будет:

–  –  –

Теплоемкость газов существенно зависит от условий подвода тепла .

Различают удельную теплоемкость газа при постоянном давлении ср и при постоянном объеме с. Установлено, что ср с. Для жидкостей различием в этих теплоемкостях пренебрегают ввиду его малости .

1.3. Первый и второй законы термодинамики Первый закон термодинамики является выражением закона сохранения энергии для термодинамической системы. Согласно первому закону термодинамики теплота Q, сообщаемая системе, расходуется на изменение внутренней энергии системы U и совершение системой работы L против внешних сил: Q = U + L .

Для рабочего тела массой 1 кг первый закон термодинамики выражается уравнением:

Q = U2 –U1 + L, где Q — удельное количество теплоты, подведенное к телу в процессе изменения его состояния, Дж/кг; U1, U2 — удельная внутренняя энергия тела в начале и в конце процесса, Дж/кг; L — удельная внешняя работа, совершенная телом, Дж/кг .

Обратимые и необратимые процессы. Изменение состояния рабочего тела, при котором параметры состояния (все или некоторые) изменяются, а масса рабочего тела остается постоянной, называется термодинамическим процессом. Процессы бывают обратимые и необратимые. Обратимым называется процесс, который может быть проведен в обратном направлении через все промежуточные состояния прямого процесса, в результате чего вся система приобретает первоначальное состояние. Необратимый процесс протекает только в одном направлении .

Второй закон термодинамики. Если погрузить тело, имеющее низкую температуру, в горячую воду, вода будет охлаждаться, а тело — нагреваться, т.е. вода будет отдавать свою теплоту более холодному телу. С точки зрения молекулярной теории, это объясняется так: средняя скорость движения молекул горячей воды выше, чем холодного тела, поэтому молекулы горячего тела отдают свою энергию менее подвижным молекулам холодного тела и увеличивают скорость их движения. Такая передача энергии будет происходить до тех пор, пока средняя скорость обоих тел и их температуры не сравняются. Таким образом, передача теплоты от теплого тела к более холодному происходит без затраты какой-либо энергии. Обратный процесс, т.е. передача теплоты от холодного тела к теплому, самопроизвольно не осуществляется. Но при затрате работы он может быть осуществим. Поэтому второй закон термодинамики может быть сформулирован так: чтобы передать теплоту от холодного тела к теплому, необходимо затратить работу .

Теплота — это энергетическая характеристика процесса теплообмена, измеряемая количеством энергии, передаваемым от одного тела к другому тремя способами: теплопроводностью, конвекцией и лучистым теплообменом .

Теплопроводность — это процесс распространения тепла в теле вследствие теплового движения его молекул. Скорость движения молекул при повышении температуры возрастает, увеличивается число соударений с соседними молекулами. В твердых телах теплопроводность — единственный способ распространения тепла .

Конвекция — это процесс передачи тепла в жидкости или газе вследствие теплопроводности и непосредственного перемещения их частиц из одной части объема в другую. Конвективный перенос тепла наблюдается в движущихся жидкостях, газах, сыпучих телах .

Лучистый теплообмен — это процесс передачи тепла от одного тела к другому тепловыми лучами (электромагнитными колебаниями) через промежуточную прозрачную для теплового излучения среду. В облучаемом теле лучистая энергия вновь трансформируется в энергию теплового движения молекул (атомов) .

Универсальной единицей измерения работы, любого вида энергии, а также количества теплоты в системе СИ является джоуль (Дж), представляющий собой работу силы в 1 Н на пути в 1 м при совпадении направлений силы и перемещения точки ее приложения .

Единицей измерения мощности является ватт (Вт), представляющий собой мощность, соответствующую работе в 1 Дж, совершенной в 1 с (1 Вт =1 Дж/с). Единицы измерения тепловой (холодильной) мощности и теплового потока, а также коэффициенты теплоотдачи, теплопередачи и теплопроводности выражают в ваттах или кратных им единицах .

Соотношения между единицами измерения тепловой энергии следующие:

1 кДж = 0,239 ккал = 0,278·10-3 кВт·ч;

1 ккал = 4,187 кДж = 1,163·10-3 кВт·ч;

1 кВт·ч = 3600 кДж = 860 ккал .

Способность различных веществ проводить тепло характеризуется коэффициентом теплопроводности [кВт/(м·К)], т.е. количеством тепла, которое проходит через проводник (тело) длиной 1 м с поперечным сечением 1 м2 за 1 ч при разности температур на его концах в один градус .

Теплоотдача — это процесс теплообмена между твердой стенкой (телом) и обтекающей ее жидкой (газообразной) средой .

Теплопередача — это процесс теплообмена между двумя средами, разделенными некоторой перегородкой .

Коэффициент теплоотдачи [кВт/(м2К)] показывает, какое количество тепла отдается (отбирается) в 1ч. с единицы поверхности тела при разности температур среды и поверхности тела в один градус. Коэффициент теплопередачи к [кВт/(м2К)] определяет количество тепла, проходящее в 1 ч через единицу поверхности при разности температур веществ по обе стороны этой поверхности в один градус .

Для практических расчетов стационарных (постоянных во времени) процессов теплоотдачи и теплопередачи используют формулы:

Q = (TСТ – T)F, Q = к(T1 – T2)F, где Q — количество тепла, отданного или приобретенного потоком жидкости (газа), кДж;, к — соответственно коэффициент теплоотдачи и теплопередачи, кВт/(м2·К); Tст, Т — средняя температура соответственно стенки и жидкости, К; F — поверхность обтекаемой стенки, м2; т — время (длительность процесса), ч; t1, t2 — средние температуры греющей и обогреваемой среды соответственно, К. Термическим сопротивлением называют величину, обратную коэффициенту теплоотдачи или теплопередачи, например Rк = 1/к .

Разности температур типа T = T1 – T2 называются температурными напорами .

Подвод или отвод тепла приводит к нагреванию или охлаждению тела .

1.4. Агрегатное состояние вещества Агрегатное состояние вещества (твердого, жидкого, газообразного) зависит от внешних условий — температуры и давления. При определенном изменении этих условий в теле меняется форма связи между молекулами и оно переходит из одного агрегатного состояния в другое. Например, если лед нагревать, то через некоторое время он обратится в воду, а при дальнейшем нагревании — в пар .

Если же от водяного пара отнимать тепло, то он сначала сконденсируется в воду, а в дальнейшем затвердеет и обратится в лед .

Переход однородного тела из одного агрегатного состояния в другое происходит при постоянной температуре, зависящей от физических свойств вещества и условий перехода его из одного состояния (фазы) в другое. Постоянство температуры при переходе тела, например, из твердого состояния в жидкое и из жидкого в парообразное, объясняется тем, что тепло, используемое на изменение агрегатного состояния тела, расходуется на преодоление сил сцепления между молекулами, на увеличение потенциальной энергии частиц его. А приращение потенциальной энергии не сопровождается ощутимым нагревом. Тепло, воспринимаемое телом, остается в скрытом виде .

Переход тела из одного агрегатного состояния в другое — физический процесс .

Изменение агрегатного состояния тела сопровождается выделением или поглощением соответствующего количества тепла, расходуемого на внутреннюю работу по перегруппировке молекул. Для получения холода имеют значение такие изменения агрегатного состояния тела, которые протекают при низких температурах и сопровождаются поглощением тепла из охлаждаемой среды .

Переход химически однородного тела из одного агрегатного состояния в другое характеризуется диаграммой (рис. 1.5). При подводе тепла к жидкости по достижении определенной температуры начинается парообразование, т.е. постепенное превращение жидкости в пар. Переход тела из жидкого состояния (фаза II) в газообразное (фаза III) при постоянной температуре с подводом тепла называется процессом кипения. Этому процессу предшествует процесс испарения жидкости, усиливающийся с повышением температуры. Обратный процесс превращения пара в жидкость, протекающий с отъемом того же количества тепла, называется конденсацией .

Кипение происходит при такой температуре, когда упругость образующихся паров жид- Рис. 1.5. Диаграмма фазовых состояний вещества кости становится равной давлению в окружающем жидкость пространстве. Следовательно, температура кипения зависит от физических свойств жидкости и определяется давлением паров над ней. С понижением давления паров снижается и температура кипения жидкостей. Температура кипения жидкости есть одновременно температура ее насыщенного пара при данном давлении .

У всех жидкостей температура кипения возрастает с повышением давления и снижается с его уменьшением .

При кипении парообразование происходит не только на свободной поверхности жидкости, но и во всей ее массе с подъемом пузырьков в пространство над поверхностью .

Испарение происходит практически при любых, в том числе и низких температурах; пары образуются над открытой поверхностью жидкости. Жидкость испаряется, когда упругость ее паров ниже давления в окружающем пространстве. В хладотехнике часто под термином «испарение» понимают процесс кипения жидкости .

Теплотой испарения называют количество тепла (кДж/кг), необходимое для превращения 1 кг жидкости при данном давлении и неизменной температуре в сухой насыщенный пар .

Конденсация — это процесс перехода пара в жидкое состояние при охлаждении или при сжатии и охлаждении одновременно. Для такого изменения агрегатного состояния давление и температура пара должны быть ниже критических, при которых исчезает различие между жидкостью и паром. Если температура пара будет выше критической, то данное вещество не может быть обращено в жидкое состояние, какое бы высокое давление ни создавалось .

Теплота конденсации — это количество тепла, которое необходимо отвести от 1 кг пара для перехода его в жидкое состояние .

Температура конденсации зависит от физических свойств вещества и давления конденсирующихся паров; в процессе конденсации она остается постоянной. Температура конденсации жидкости равна температуре ее кипения .

Переход вещества из твердого состояния (см. фазу I, рис. 1.5) в жидкое при подводе необходимого количества тепла называется плавлением (обратный процесс — затвердевание). Точка пересечения линий испарения и плавления в координатах давление — температура (точка Л) называется тройной точкой. Давление и температура однокомпонентного вещества в тройной точке (рА, TА) являются термодинамическими константами (постоянными) этого вещества.

Например, для тройной точки воды эти константы таковы:

TА = 273, 16 К; рA = 0, 00062 МПа. В тройной точке имеет начало линия возгонки, или сублимации .

Сублимация — это процесс перехода некоторых твердых веществ в парообразное состояние непосредственно, минуя жидкую фазу. Такими физическими свойствами обладают летучие вещества (например, сухой лед), пары которых имеют значительное давление уже при температурах ниже точки плавления. Теплота сублимации — это количество тепла, необходимое для перехода 1 кг вещества в пар при постоянном давлении и неизменной температуре, минуя жидкую фазу .

Линии фазовых превращений в координатах давление—температура являются изображениями термодинамического равновесия двухфазовых систем (см. рис. 1.5): линия кипения изображает равновесие пара и жидкости; линия плавления — равновесие жидкой и твердой фаз; линия сублимации — равновесие пара (газа) и твердой фазы. Каждая линия фазовых превращений характеризует зависимость температуры данного фазового превращения от давления (и наоборот) .

По мере повышения давления различие удельных объемов и других физических характеристик равновесных элементов — кипящей жидкости и сухого насыщенного пара уменьшается, а вместе с тем уменьшается и значение теплоты испарения. В критической точке K (конечная точка на линии испарения) исчезают основные различия между жидкостью и ее паром. Удельные объемы и прочие характеристики кипящей жидкости и сухого насыщенного пара при этом равны, а скрытая теплота испарения обращается в нуль. Параметры критической точки следующие: Ркр — критическое давление, при котором и выше которого жидкость не может быть превращена в пар; Tкр — критическая температура, при которой и выше которой пар не может быть сконденсирован .

Теплота, расходуемая на внутреннюю работу по преодолению сил, удерживающих молекулы жидкости, называется скрытой или удельной теплотой парообразования L. Аналогично теплота других изотермических превращений вещества (плавления, сублимации), протекающих без изменения температуры, называется скрытой теплотой плавления или сублимации. Удельная теплота парообразования воды очень велика — 2256 кДж/кг при температуре 373 К. У других жидкостей (спирт, аммиак, ртуть) она различна, но в несколько раз меньше .

Конденсация пара наступает при охлаждении его до температуры кипения данной жидкости или несколько ниже этой температуры. Если температура кипения конкретной жидкости очень низка, но необходимо сконденсировать пар при более высокой температуре, то его следует сжать до такого давления, которому соответствует температура кипения, равная выбранной температуре конденсации. Именно такой способ широко применяется в холодильной технике. Регулируя давление, при котором происходит кипение, можно регулировать (изменять) температуру охлаждения. Этот принцип охлаждения положен в основу работы паровой компрессионной и абсорбционной холодильных машин .

Для поддержания непрерывного кипения жидкости необходимо выполнить два условия — довести жидкость до требуемой температуры кипения и сообщить ей скрытую теплоту парообразования .

Для превращения в пар жидкости массой m потребуется следующее количество тепла: Qп = mL .

При конденсации пара благодаря отдаче скрытой теплоты парообразования происходит выделение такого же количества тепла Qк = – mL. Принято считать количество тепла положительным, если тело его получает, и отрицательным, если отдает .

При повышении температуры удельная теплота парообразования уменьшается. Сухой насыщенный пар получается при полном испарении (выкипании) всей нагреваемой жидкости. Сухой насыщенный пар — это физическое тело неустойчивого состояния; даже незначительный отвод от него тепла при постоянном давлении приводит к частичной конденсации и переходу во влажный пар. Влажный пар — это смесь сухого насыщенного пара с жидкостью, т.е. с мельчайшими взвешенными капельками жидкости. Состав этой смеси определяется массовым содержанием сухого пара х в 1 кг смеси, называемым степенью сухости или паросодержанием. Характеризуется влажный пар также массовым содержанием жидкости в 1 кг смеси, равным (1 – х) и называемым влажностью пара. Состояние влажного пара определяется его давлением или температурой и степенью сухости .

Нагревание сухого насыщенного пара при постоянном давлении приводит к повышению его температуры и переходу в состояние перегретого пара. Перегретый пар имеет температуру более высокую, чем насыщенный пар того же давления. Плотность перегретого пара ниже плотности насыщенного пара при одинаковых значениях давления и температуры .

1.5. Обратный цикл Карно В соответствии со вторым законом термодинамики непрерывное искусственное охлаждение не может происходить без затраты энергии. Совокупность процессов, которые при этом осуществляет рабочее тело, называется обратным круговым процессом или обратным термодинамическим циклом. В прямом круговом процессе, или прямом термодинамическом цикле, тепло переносится от горячего тела к холодному (окружающей среде); при этом совершается работа. В обратном цикле тепло переносится от холодного тела к нагретому (окружающей среде); при этом затрачивается работа. Обратный цикл, в котором тепло от охлаждаемой среды передается окружающей среде (воде или воздуху), называется холодильным циклом .

Рассмотрим наиболее совершенный в термодинамическом отношении обратный цикл Карно, осуществляемый с минимальной затратой работы .

На рис. 1.6 изображен цикл Карно в диаграмме Т–S. Он состоит из двух изотермических и двух адиабатических процессов. В изотермическом процессе 4—1 к рабочему телу подводится тепло q0, отнимаемое от источника тепла низкой температуры Т0. Это тепло выражается площадью 4—1— а—b. В адиабатическом процессе 1—2 рабочее тело сжимается компрессором от начального давления Р0 до конечного давления Рк, при этом его температура повышается от Т0 до темпеРис .

1.6. Обратный цикл Карно ратуры окружающей среды или источника высокой температуры Тк. На сжатие затрачивается работа lсж. В изотермическом процессе 2—3 рабочее тело отдает источнику высокой температуры Тк тепло qк, которое выражается площадью 2— 3—b—а. Чтобы рабочее тело снова могло отнимать тепло от источника низкой температуры, оно адиабатически расширяется в детандере (процесс 3—4) от давления Рк до Р0, при этом его температура понижается от Тк до Т0. В процессе адиабатического расширения рабочее тело совершает работу lрасш. Таким образом, в результате осуществления обратного цикла тепло q0 отводится от источника низкой температуры Т0 и передается источнику высокой температуры Тк.

Чтобы такой перенос тепла был возможен, затрачивается работа цикла lц, равная разности работы, затраченной в компрессоре и полученной в детандере:

(1.5) lц = lк – lрасш .

В соответствии со вторым законом термодинамики тепловой баланс холодильной машины выражается равенством:

q0 + lц =qк .

Следовательно, величина lц может быть выражена площадью 1— 2—3—4, равной разности между площадями 2—3—b—а и 4—1 —а—b .

Эффективность холодильного цикла оценивается холодильным коэффициентом.

Холодильным коэффициентом называется отношение количества тепла, отведенного от охлаждаемого источника, к затраченной работе:

–  –  –

Выражение (1.7) показывает, что холодильный коэффициент цикла Карно не зависит от физических свойств рабочего тела, а является лишь функцией температур Т0 и Тк. Холодильный коэффициент тем больше, чем выше температура источника низкой температуры Т0 и чем ниже температура источника высокой температуры Тк. В действительных условиях работы источником низкой температуры является охлаждаемое тело: воздух, вода, рассол, продукт, грунт и т.д., источником высокой температуры — охлаждающая среда: вода или воздух .

Согласно выражению (1.6), чем больше холодильный коэффициент, тем меньше работа, затрачиваемая на получение единицы холода, т.е. выше экономичность работы холодильной машины. Исходя из этого необходимо при проектировании холодильной установки стремиться к возможно наиболее высокой температуре Т0 и к более низкой температуре Тк .

Обратный цикл Карно характеризует минимальную величину работы, необходимую для осуществления холодильного цикла в заданном интервале температур охлаждаемой и охлаждающей сред .

Рабочее тело, с помощью которого осуществляется холодильный цикл, называется холодильным агентом .

Тепло, подведенное к холодильному агенту от источника низкой температуры за один час, называется холодопроизводительностью Q0 Вт .

Холодопроизводительность 1 кг холодильного агента или количество тепла, необходимого для испарения 1 кг холодильного агента, называется весовой холодопроизводительностью — q0 кдж/кг .

Холодопроизводительность 1 м3 парообразного холодильного агента или количество тепла, которое отнимает холодильный агент для получения 1 м3 пара, называется объемной холодопроизводительностью q кдж/м3 .

Объемная холодопроизводительность определяется как отношение весовой холодопроизводительности q0 к удельному объему всасываемых паров в м3/кг:

q q = 0. (1.8) v Весовая и объемная холодопроизводительность зависят от условий работы машины: чем ниже t0 и выше tк, тем меньше q0 и q .

Эта величина определяет часовой объем компрессора, т.е. конструкционные характеристики холодильной машины .

Термодинамические диаграммы. Для определения параметров при расчетах циклов холодильных машин применяют таблицы параметров хладагентов, а также тепловые диаграммы .

Наиболее распространенными являются диаграммы: энтропиятемпература (S—Т) и энтальпия-давление (lgp- i) (рис. 1.7) .

Диаграмма Т—S. В диаграмме Т—S по оси абсцисс откладывают энтропию S и проводят вертикальные линии постоянных энтропии — адиабаты, по оси ординат откладывают абсолютную температуру Т и проводят горизонтальные линии постоянных температур — изотермы. По полученной сетке из адиабат и изотерм наносят пограничные кривые: левая кривая характеризует состояние насыщенной жидкости (паросодержание х = 0), правая кривая — состояние сухого насыщенного пара (х = 1). Между обеими пограничными кривыми расположена область влажного пара 2 .

Левая пограничная кривая отделяет от области влажного пара область переохлажденной жидкости 1, а правая — область перегретого пара 3. На диаграмме нанесены линии постоянных паросодержаний х, линии постоянных давлений р — изобары, линии постоянных объемов v — изохоры, линии постоянных энтальпий i — изоэнтальпы. Изобара в области влажного пара совпадает с изотермой, а в области перегретого пара круто поднимается вверх. Характер линий постоянных х, v, i виден на рис. 1.7 .

В диаграмме Т—S подведенная и отведенная теплота, затраченная и полученная работа изображаются площадями. На рис. 1.8, а для примера

Рис. 1.7. Тепловые диаграммы: a—S — T; б—i—lgp

показана теплота, подведенная к телу в изотермическом процессе 1—2, эквивалентная площади 1—2—а—b, теплота, отведенная в изобарном процессе 3—4, эквивалентная площади 3—4—d—с .

Тепловой расчет одноступенчатой паровой холодильной машины .

При тепловом расчете холодильной машины определяют:

— объем, описываемый поршнем компрессора, м3/ч. По величине этого объема подбирают компрессор;

— тепловую нагрузку на конденсатор, Вт, по величине которой определяют его поверхность;

— эффективную мощность Nэ, кВт, на валу компрессора;

— тепловую нагрузку на переохладитель или теплообменник, по величине которой определяют их поверхности .

Основанием для расчета служит заданная холодопроизводительность машины Q0 брутто(Вт) с указанием хладагента, температурных условий работы и намечаемых компрессоров и аппаратов .

С помощью диаграммы S—T и i—lgP и таблиц насыщенных паров (табл. 1.2. и 1.3) соответствующих хладагентов определяют параметры узловых точек цикла холодильной машины .

Рис. 1.8. Изображение количества теплоты в диаграммах: S—T (а); i—lgP (б)

–  –  –

Пример. Произвести тепловой расчет фреоновых холодильных машин с вертикальными компрессорами холодопроизводительностью 100000 Вт при условиях работы и параметрах узловых точек цикла холодильной машины, приведенных в таблице .

По диаграмме i-lgр находим энтальпии всех точек (рис 1.8, в) для хладона R12 и фреона R22 (табл…). Удельные объемы пара находим по диаграммам в точке 1. Формулы, по которым выполнен расчет, и результаты расчета указаны в таблице .

По стандартной холодопроизводительности: для хладона R12 Qос = 134500 Вт и для фреона R22 Qос = 105000 Вт и по объему, описанному поршнями, для хладона R12 Vh = 529,2 м3/ч и для фреона R22 Vh = 270 м3/ч, можно подобрать компрессор для каждой холодильной установки .

Зависимость холодопроизводительности компрессора и потребляемой мощности от температурного режима называют характеристикой холодильной машины. Каждой холодильной машине свойственна определенная характеристика, которая учитывает особенности конструкции, термодинамического цикла, осуществляемого в машине, и свойства рабочего вещества .

Диаграмма lgp- i. Сетку диаграммы составляют горизонтальные линии — изобары и вертикальные линии — изоэнтальпы. Для более отчетливого изображения тепловых процессов обычно по оси ординат применяют логарифмический масштаб (lgp). На диаграмме нанесены линии постоянных t, s, x, v (рис. 1.8,б). Преимуществом диаграммы i-lgp является то, что теплота и работа в этой диаграмме изображаются не площадями, а отрезками по оси абсцисс, Так, теплота, подведенная в изотермическом процессе 1—2, равна разности энтальпий i2 — i1 или отрезку 1—2 .

1.6. Классификация и теплотехнические основы работы холодильных машин Холодильная машина обеспечивает понижение температуры в ограниченном пространстве (в холодильной камере) ниже температуры окружающей среды и поддерживает там требуемый температурный уровнь в течение определенного времени. Принципиальная возможность работы холодильной машины, связанная с непрерывным переносом теплоты от менее нагретого тела (охлаждаемого), находящегося в холодильной камере, к более нагретому — окружающей среде, согласно второму закону термодинамики может быть реализована затратой внешней энергии. Теплоту, передаваемую при температуре ниже температуры окружающей среды, называют холодом .

В холодильных машинах передачу холода осуществляют с помощью рабочего тела — холодильного агента (хладагента), в качестве которого используют газы, пары и водные или металлические растворы. Особенность газовых, в частности, воздушных машин, состоит в том, что хладагент в процессе работы не изменяет свое агрегатное состояние. В паровых холодильных машинах рабочее тело претерпевает фазовые превращения по схеме пар—жидкость—пар; в машинах, работающих на растворах, периодически изменяют концентрацию раствора, что приводит к изменению теплового взаимодействия — к чередованию поглощения и выделения теплоты .

Работу холодильной машины можно осуществить, используя в качестве внешней энергии механическую, тепловую или электрическую .

Машины двух последних типов называют соответственно теплоиспользующими и термоэлектрическими. Одним из основных процессов в непрерывно действующей холодильной машине с затратой механической или тепловой энергии является процесс сжатия рабочего тела .

Машины, в которых такой процесс осуществляют механическими агрегатами, компрессорами — называют компрессорными: при использовании для сжатия струйных аппаратов (эжекторов) — эжекторными; при использовании термохимических компрессоров, работающих по принципу химической абсорбции, — абсорбционными .

В качестве компрессорных агрегатов в холодильных машинах применяют компрессоры объемного сжатия — поршневые, роторные, винтовые, а также кинетического сжатия — лопаточные (в большинстве случаев центробежного типа). В зависимости от числа ступеней повышения давления (ступеней сжатия) в компрессоре холодильные машины подразделяют на одно, двух и- и многоступенчатые для получения низких температур .

По температурному уровню, с которого производят отвод теплоты, холодильные машины всех типов подразделяют на:

– высокотемпературные (диапазон охлаждения от –10 до +20 °С);

– среднетемпературные (от –30 до –10 °С);

– низкотемпературные (ниже –30 °С) .

По тепловой мощности — холодопроизводительности для холодильных машин принята условная градация: малая до 15 кВт, средняя 15—120 кВт и большая свыше 120 кВт .

Сравнение паровых холодильных машин по этому показателю проводят по значению стандартной холодопроизводительности, которое соответствует стандартным температурам кипения и конденсации рабочего тела –15 и +30 °С .

По назначению холодильные машины делят на стационарные (универсальные), транспортные и специализированные .

Наиболее распространены паровые компрессорные холодильные машины, обладающие лучшими энергетическими и удельными показателями по габаритным размерам и массе. В диапазоне малой и средней мощности установки с машинами такого типа эффективно перекрывают весь требуемый температурный уровень охлаждения .

Однако, как и все установки с машинными агрегатами, они достаточно сложны, дорогостоящи и не обладают высокой надежностью .

Абсорбционные холодильные машины просты по устройству, не имеют машинных агрегатов, а следовательно, дешевы, надежны и удобны в эксплуатации. В установках такого типа могут быть использованы вторичные энергетические ресурсы, в частности, отработавшие газы тепловых двигателей. Существенный недостаток абсорбционных машин, сдерживающий их использование в транспортных холодильных установках, — это неудовлетворительные удельные показатели по габаритным размерам и массе .

Термоэлектрические холодильные машины, в которых осуществляется безмашинное преобразование электрической энергии в тепловую, наиболее просты, надежны и удобны. Недостатки термозлектрических машин (малая эффективность и высокая стоимость) ограничивают их применение высокотемпературными установками малой мощности .

Сравнительная оценка показателей работы холодильных установок, позволяющая установить конкретные количественные границы оптимального использования машин того или иного типа в требуемом температурном диапазоне, весьма затруднительна. Трудность такой оценки связана не только с необходимостью определения приведенных затрат на получение холода по большому числу факторов (энергетических, экономических, габаритных и т.п.), но и учета специфических требований эксплуатации. В частности, для транспортных холодильных установок требования по габаритным размерам, массе и надежности часто оказываются важнее, чем требования по минимуму приведенных затрат на получение холода .

Непрерывное действие холодильной машины обеспечивает круговой термодинамический процесс изменения состояния рабочего тела, называемый обратным или холодильным циклом.

Баланс энергии такого цикла:

Q0 + Lц = Q1, (1.9)

–  –  –

где TQ — температурный уровень тепловой энергии, затрачиваемой на совершение цикла; T1 — температура окружающей среды .

1.7. Рабочий процесс паровой компрессорной холодильной машины Принципиальная схема и термодинамический цикл. Обратный цикл Карно может быть реализован в паровой компрессорной машине с детандером (расширительная машина), работающей в области влажного пара. В этом случае изотермические процессы теплообмена обеспечивают эндотермическими фазовыми переходами (парообразованием — кипением и конденсацией) .

Однако осуществить такой цикл в машине трудно из-за низкой удельной холодопроизводительности и вследствие необходимости сжатия в компрессорном агрегате влажного пара .

Принципиальная схема (рис. 1.9), положенная в основу работы современных паровых компрессорных машин, включает агрегат сжа- Рис. 1.9. Принципиальная схема паротия — компрессор К, теплообмен- вой компрессорной холодильной машины ный аппарат — конденсатор КС, который обеспечивает процесс передачи теплоты окружающей среде, теплообменный аппарат-испаритель И, осуществляющий отвод теплоты от охлаждаемых объектов, чтобы поддерживать в холодильной камере температуру ниже температуры окружающей среды, а также дроссельный вентиль Д. Замена в схеме машины агрегата расширения (детандера) дроссельным вентилем и, следовательно, обратимого процесса расширения на необратимый процесс дросселирования связана с тем, что работа расширения жидкого рабочего тела в цикле паровой холодильной машины мала, а упрощение конструкции в результате такой замены существенно .

Работа машины по приведенной схеме теоретически протекает следующим образом. Компрессор засасывает из испарителя рабочее тело в виде сухого насыщенного пара с параметрами Р0, T0, х = 1 и изоэнтропно сжимает его до давления Рк, обеспечивающего требуемую температуру конденсации Тк, при которой осуществляют отвод теплоты в конденсаторе, охлаждаемом наружным воздухом или водой. Перегретый в процессе сжатия пар рабочего тела охлаждают в конденсаторе при постоянном давлении, превращая его в жидкость (х = 0). При этом в конденсаторе рабочее тело последовательно отдает теплоту перегрева и парообразования .

В дроссельном вентиле в процессе дросселирования, т.е. при h = const, давление жидкости снижается до давления парообразования, с которым жидкое рабочее тело поступает в испаритель. В результате подвода теплоты от охлаждаемых объектов, которые находятся в холодильной камере, рабочее тело в испарителе закипает и испаряется до состояния сухого насыщенного пара .

Термодинамический цикл, которому соответствует работа подобной машины, можно считать эталонным для паровых компрессорных машин;

его изображение в диаграммах Т—S и Р-h приведено на рис. 1.10. Площадки, заштрихованные на Т—S диаграмме (рис. 1.10 а), соответствуют удельной холодопроизводительности машины q0 и удельной энергии lц, затрачиваемой на совершение цикла. Необратимый процесс дросселирования показан штриховой линией. Использование диаграммы Р-h или lgp-h (рис. 1.10, б) при анализе и расчете холодильных машин существенно упрощает определение показателей их работы, так как представляет теплоту изобарных процессов теплообмена и изоэнтропную механическую работу в виде разности координат, т.е. в виде отрезков, а не площадей, как это имеет место при пользовании Т—S диаграммой .

Эталонный цикл отличается от обратного цикла Карно наличием необратимых потерь от перегрева паров (величина, пропорциональная площадке 2'-2-3'-2' на рис. 1.10, на которую возрастает удельная энергия) и дросселирования жидкого рабочего тела (посРис. 1.10. Термодинамический цикл паровой компрессорной холодильной машины ледние приводят к снижению удельной холодопроизводительности на величину q0 =h4 – h4. Улучшить показатели эталонного цикла можно перегревом паров в испарителе и переохлаждения жидкости перед дроссельным вентилем, которое может быть осуществлено в самом конденсаторе или в специальном теплообменном аппарате (переохладителе) .

Перегрев паров в ряде случаев не дает ощутимого эффекта, так как он обычно проходит не в испарителе, а в магистрали между испарителем и компрессором (в трубопроводах и вспомогательных аппаратах) .

Термодинамический цикл паровой холодильной машины в Т—S диаграмме приведен на рис. 1.10, в. Процесс перегрева паров в испарителе соответствует линии 1'-1, а переохлаждение жидкости — линии 3-3; с достаточной для практических целей точностью изобарный процесс переохлаждения заменен отводом теплоты по нижней пограничной кривой .

Процесс переохлаждения жидкости перед дроссельным вентилем, (ТРВ) направленный на снижение потерь от дросселирования (регенерация), можно осуществить в специальном теплообменном аппарате (регенераторе) паром, выходящим из испарителя. Схема холодильной машины с регенерацией приведена на рис. 1.11, где Ррегенератор. Внутренняя регенерация не устраняет необратимость от процесса дросселирования, а лишь приводит к замене одного необратимого процесса другим. Эффективность регенерации, как и других теплотехнических мероприятий, а также целесообразность их применения в холодильной машине зависят от теплофизических свойств рабочего тела, определяющих относительное влияние необратимых потерь на энергетические показатели — удельную холодопроизводительность цикла и величину холодильного коэффициента .

Введение регенератора в схему холодильной машины с поршневым компрессором помимо улучшения энергетических показателей цикла в резульРис. 1.11. Схема паровой комптате перегрева паров способствует за- рессорной холодильной машины с регенерацией щите компрессора от гидравлического удара, который может возникнуть вследствие попадания в цилиндр жидкого рабочего тела или смазочного масла .

Действительный цикл. Показатели действительного цикла учитывают влияние потерь, вызванных внешней и внутренней необратимостью процессов, обеспечивающих работу холодильной машины. Холодильный коэффициент действительного цикла в виде его приближения к циклу Карно при заданных значениях граничных температур T0 и Тк может быть представлен выражением = к 0 = к 1 2 3 4, (1.13) где 0 — коэффициент относительного совершенства действительного цикла; 1, 2, 3, 4, — коэффициенты влияния необратимых потерь цикла на эффективность холодильной машины .

Внешняя необратимость цикла обусловлена тем, что процессы теплообмена в теплообменных аппаратах машины проходят не при температуре самих источников теплоты и даже не при бесконечно малой, а при конечной разности температур между рабочим телом и источником теплоты. Кроме того, в реальных условиях протекания процессов теплообмена внешняя необратимость усиливается нестационарностью режима работы, приводящей к изменению температуры источников. Потери от внешней необратимости зависят от теплофизических свойств рабочего тела и теплоносителя (воздух, вода, рассол), а также условий теплообмена, связанных с конструкцией теплообменного аппарата. Коэффициент относительного влияния внешней необратимости на эффективность действительного цикла может быть представлен в виде (1.14) 1 = [(Tокр/T0) – 1]/[(Tк/Tкип) – 1], где Tокр — температура окружающей среды; Tкип — температура кипения рабочего тела .

Внутренняя необратимость цикла вызвана перегревом паров рабочего тела при сжатии и дросселированием жидкости. Потери от этих процессов определяют теплофизические свойства рабочего тела (степень его термодинамического совершенства) и характер теплотехнических мероприятий по их снижению (перегрев паров в испарителе, переохлаждение жидкости перед дроссельным вентилем, внутренняя регенерация и т.д.). Относительное влияние этих факторов на эффективность холодильной машины оценивают коэффициентами 2 и 3. Первый из них отражает термодинамическое совершенство рабочего тела, а второй — влияние дополнительных потерь, вызванных теплотехническими мероприятиями, использованными в цикле.

Коэффициент термодинамического совершенства равен:

2 = п · др, (1.15) где п и др — коэффициенты необратимых потерь от перегрева паров при сжатии и дросселирования жидкости соответственно .

Потери от перегрева в основном определяют значения теплоемкости насыщенного и перегретого пара. Снижение этих потерь обеспечивают использованием рабочего тела с крутым протеканием верхней пограничной кривой. Потери от дросселирования зависят от теплоемкости жидкости и удельной теплоты ее парообразования. Снижение таких потерь достигают выбором рабочего тела с крутым протеканием нижней пограничной кривой. Во всех случаях для заданных температурных условий работы холодильной машины (температур охлаждения и окружающей среды) рабочее тело следует выбирать с таким расчетом, чтобы термодинамический цикл проходил при температурах, существенно отличающихся от критической температуры .

Для каждого рабочего тела, используемого в паровой холодильной машине, имеет место обратная пропорциональность между необратимыми потерями, которые определяют термодинамическое совершенство этого тела. Выбор теплотехнических мероприятий по повышению эффективности цикла подчиняют принципу минимума общей величины потерь от перегрева и дросселирования.

Взаимную связь между составляющими оценивают критерием:

r0 =, (1.16) r0 q 0 где r0 — удельная теплота парообразования рабочего тела при температуре Т0; q0 — удельная массовая холодопроизводительность рабочего тела .

При использовании в машине рабочего тела с низким значением критериях, когда преобладает влияние потерь от дросселирования, в цикл целесообразно вводить внутреннюю регенерацию .

При высоком значении (что соответствует преобладанию потерь от перегрева) необходимо интенсивно отводить теплоту в процессе повышения давления. В последнем случае наибольшую эффективность обеспечивает система теплотехнических мероприятий, позволяющих осуществить обратимый процесс сжатия: сначала по изоэнтропе до достижения давления, соответствующего температуре конденсации, а далее — по изотерме, т.е. теоретически при температуре окружающей среды. На рис. 1.10, а и б такому процессу соответствуют линии 1—2'—3' .

Помимо потерь от перегрева паров и дросселирования жидкости, внутреннюю необратимость холодильного цикла вызывают потери, обусловленные трением рабочего тела при его прохождении по конструктивным элементам машины (компрессоре, теплообменных аппаратах, магистралях), а также потери от необратимости процессов внутреннего теплообмена, нестационарных режимов работы и т.д. Влияние перечисленных факторов на эффективность цикла учитывают коэффициентом 4, отражающим относительное конструктивное совершенство машины и условия ее эксплуатации. Этот коэффициент обычно определяют по экспериментальным характеристикам соответствующих элементов холодильной машины .

Тепловой расчет термодинамического цикла. Расчет предусматривает определение количества рабочего тела (массового и объемного расхода), обеспечивающего требуемую холодопроизводительность q0 в соответствии с заданными температурами внешних источников, т.е. с видом охлаждаемого объекта, режимом работы машины и внешними климатическими условиями. В объем расчета входит также определение количества теплоты, отводимой в цикле (тепловая нагрузка конденсатора и переохладителя), а также основных показателей энергетической эффективности .

Расчет ведут при установившемся режиме работы, т.е. при постоянной температуре источников теплоты и неизменном расходе выбранного рабочего тела. Основные параметры цикла — давление кипения (парообразования) и конденсации рабочего тела Р0 и Рк находят для заданной температуры испарения Т0 (температура в холодильной камере) и температуры конденсации Тк (температура окружающей среды) по таблицам или диаграммам с учетом осо

–  –  –

1.8 Рабочий процесс и основные параметры поршневого компрессора Компрессор — это машина, которая в отличие от двигателей не совершает работу, а потребляет ее. Компрессор — один из основных и наиболее ответственных элементов холодильной машины .

Наиболее распространены поршневые холодильные компрессоры с возвратно-поступательным движением поршня. Простейший поршневой компрессор (рис. 1.12) состоит из цилиндра 1, в котором перемещается поршень 3 .

Движение поршня обеспечивается кривошипно-шатунным механизмом 4 от вала с приводным двигателем. В крышке цилиндра расположены нагнетательный 2 и всасывающий 5 клапаны компрессора .

За один оборот вала, т.е. за два хода поршня, в каждом цилиндре компрессора совершается полный рабочий процесс. При движении поршня 3 в надпоршневом пространстве создается разрежение и пары хладагента всасываются в цилиндр из испарителя И через открывающийся клапан 5. При обратном ходе поршня пары сжимаются и давление возрастает. Всасывающий клапан при этом закрывается, а сжатые пары через нагнетательный клапан 2 вытал- Рис. 1.12. Схема поршневого компрессора киваются в конденсатор К. Затем направление движения поршня меняется, нагнетательный клапан закрывается и компрессор вновь отсасывает пары из испарителя. Таким образом, циклически повторяется весь рабочий процесс .

В теоретическом компрессоре нет никаких энергетических и объемных потерь. В индикаторной диаграмме теоретического рабочего процесса компрессора линия а—1 (рис. 1.13) изображает всасывание паров хладагента при постоянном давлении Р0 (равном давлению в испарителе), линия 1—2 — адиабатическое (без потерь) сжатие, линия 2—b — нагнетание паров хладагента при постоянном давлении Рк в конденсаторе. Объем всасываемого пара соответствует объему, описываемому поршнем компрессора V=Vh. Производительность или подача компрессора должна соответствовать массовой (объемной) производительности испарителя, т.е. компрессор должен отсасывать весь пар, образовавшийся в испарителе при отъеме тепла хладагентом от охлаждаемого помещения. Только в таком случае в испарителе будет создавать- Рис. 1.13. Теоретический рабочий ся пониженное давление и требуемая процесс компрессора температура кипения хладагента. В свою очередь производительность конденсатора, т.е. реализуемый в нем тепловой поток, должна соответствовать подаче компрессора, чтобы весь нагнетаемый пар мог превратиться в жидкость .

Производительность холодильного компрессора выражается не только массой или объемом всасываемого в единицу времени пара, но и холодопроизводительностью машины, т.е. количеством тепла Q (Вт), воспринимаемого от охлаждаемой среды в единицу времени. Массу всасываемого компрессором пара G (кг/с) при заданной холодопроизводительности машины Q0 (Вт) и удельной массовой холодопроизводительности хладагента q0 (Дж/кг) определяют по формуле:

Q0 G= q0 .

Объем всасываемых компрессором паров V (м3/с) при их удельном объеме v1 (м3/кг), соответствующем состоянию пара перед всасывающим клапаном компрессора, находят по формуле:

V = G v1 .

При заданной массе или объеме всасываемого пара холодопроизводительность компрессора (Вт) определяется как q0 Q0 = Gq0 = V = Vq v, v1 где qv — удельная объемная холодопроизводительность хладагента, Дж/м3 .

Поясним, что холодопроизводительность компрессора зависит не только от массы или объема всасываемых паров, но и от их параметров. Теоретической холодопроизводительностью 1 кг хладагента называют разность между энтальпиями хладагента жидкого перед дроссельным регулирующим вентилем и испарившегося в соответствии с теоретическим циклом .

Действительный процесс заметно отличается от теоретического и по степени его приближения к теоретическому судят о совершенстве конструкции и соответствии компрессора конкретной холодильной установке. Так, в теоретическом процессе всасывание и нагнетание происходят при постоянных давлениях, а цилиндр теоретического компрессора не имеет вредного пространства. В действительном рабочем процессе имеются объемные потери, снижающие холодопроизводительность компрессора, и энергетические потери, вызывающие дополнительный расход энергии на сжатие пара .

Индикаторная диаграмма рабочего процесса реального компрессора (рис. 1.14) существенно отличается от теоретической диаграммы из- Рис. 1.14. Действительный рабочий процесс в компрессоре за наличия вредного пространства V0, сопротивления движению потока паров хладагента в трубопроводах и клапанах, разницы между давлениями всасывания в компрессор и кипения в испарителе, нагнетания из компрессора и конденсации в конденсаторе, потерь тепла и теплообмена во всех элементах холодильной машины .

Всасывание паров хладагента начинается при давлении меньшем, чем в испарителе. Объясняется это тем, что давление перед всасывающим клапаном компрессора Pвс ниже, чем давление кипения в испарителе P0, из-за потерь при движении хладагента по трубопроводу. Давление в самом цилиндре в начале всасывания P1 еще ниже из-за потерь при проходе через суженное сечение всасывающего клапана .

Весь дальнейший процесс всасывания (линия 1—2) в действительном рабочем процессе протекает при давлении меньшем, чем в испарителе, на величину P0 .

По аналогичным причинам из-за сопротивлений в нагнетательном клапане и трубопроводе процесс нагнетания паров хладагента (линия 3—4) реализуется при давлении P2 в цилиндре, которое выше давления в нагнетательном трубопроводе и тем более давления в конденсаторе Pк (на величину Pк). В процессе сжатия 2—4 повышается давление и температура паров хладагента, а часть хода поршня (на участке 2—2') затрачивается на доведение давления в цилиндре доP0 .

Фактическое уменьшение объема всасывания, вызванное потерями давления, изображено на диаграмме отрезком C2, величина которого возрастает с увеличением падения давления Р0. Процесс 2—3 представляет собой адиабатический процесс сжатия паров хладагента с различной степенью сухости. Рассмотрим подробнее потери, имеющиеся в реальных компрессорах .

Потери от вредного пространства связаны с невозможностью полного использования всего объема цилиндра компрессора. Расстояние между поршнем в крайнем верхнем положении и крышкой цилиндра является линейным вредным (мертвым) пространством, а объем между поршнем в этом положении и крышкой (включая щели к пластинам клапанов) представляет объемное вредное пространство V0. Линейный размер вредного пространства составляет 0,5—3 мм. Обычно вредное пространство выражают в процентах объема Vh, описываемого поршнем, т.е. С= (V0/Vh)·100. В современных компрессорах величина вредного пространства составляет 1,5—4,5 % от рабочего объема цилиндра .

Действительный процесс выталкивания паров хладагента из цилиндра компрессора заканчивается в точке 4, поэтому во вредном пространстве остается некоторое количество сжатых паров, имеющих давление Рк. Эта часть оставшихся паров при обратном ходе поршня расширяется (линия 4—1) до давления в испарителе, и только тогда начнется всасывание новой порции пара из испарителя .

Поскольку при этом теряется часть полезного объема цилиндра (отрезок C1), объем всасываемого пара составит V1=Vh – C1 .

Коэффициент, характеризующий уменьшение подачи компрессора вследствие расширения хладагента из вредного пространства, называют объемным коэффициентом С=V2/Vh .

Если остающийся во вредном пространстве цилиндра пар влажный, то процесс всасывания начинается позже, чем при сухом паре, так как больше частиц его жидкости испаряется в цилиндре .

При сухом паре процесс всасывания начинается раньше, а линия 4—1 расширения паров идет более отвесно .

Чем больше вредное пространство, тем значительнее объемные потери в компрессоре. Эти потери возрастают и с увеличением соотношения давлений нагнетания и всасывания Рк/Р0, так как в этом случае увеличивается масса остающихся в мертвом пространстве паров .

Потери при всасывании и нагнетании связаны с изменениями давления паров при проходе через клапаны и трубопроводы. Клапаны реального компрессора открываются под действием разности давлений паров хладагента в цилиндре и трубопроводах холодильной машины. Падение давления при движении хладагента по трубопроводам и через суженные проходные сечения клапанов вызывает изменение давлений всасывания и нагнетания .

Понижение давления при всасывании приводит к увеличению удельного объема и уменьшению массы пара, поступающего в цилиндр компрессора. Повышение давления при нагнетании вызывает дополнительные затраты энергии на сжатие паров в компрессоре и увеличение потерь оставшимся во вредном пространстве паром. Потери давления при всасывании Р0 у современных компрессоров составляют 0,01—0,04 МПа, при нагнетании Рк — до 0,05—0,08 МПа. Эти потери увеличивают соотношение Рк/Р0, а следовательно, и объемные потери в компрессоре .

Коэффициент, характеризующий уменьшение холодопроизводительности компрессора вследствие потерь давления хладагента во всасывающем трубопроводе и клапанах, называют коэффициентом дросселирования: др= V1/V2 .

Объемные потери от вредного пространства C1 и сопротивлений в клапанах С2 видны на индикаторной диаграмме. Их учитывают индикаторным коэффициентом подачи:

V2 V1 V1 i = С др = = .

Vh V2 Vh Снизить потери от дросселирования можно применением специальной конструкции всасывающего тракта компрессора, обеспечивающей резонансный (пульсирующий) или инерционный наддув .

Потери от теплообмена возникают в реальных компрессорах вследствие циклического изменения температуры паров хладагента в цилиндре. Нагревающиеся при сжатии пары отдают стенкам цилиндра часть тепла, которое отводится затем во внешнюю охлаждающую среду. Напротив, при всасывании пары хладагента нагреваются во всасывающем канале (главным образом от стенок цилиндра), что приводит к увеличению их удельного объема и уменьшению массы всасываемого хладагента. Коэффициент, характеризующий уменьшение подачи компрессора вследствие повышения температуры хладагента из-за теплообмена в цилиндре, называют коэффициентом подогрева п, определяемым обычно опытным путем .

Для уменьшения подогрева паров от стенок цилиндра интенсифицируют его охлаждение или увеличивают частоту вращения коленчатого вала компрессора. Потери от подогрева уменьшаются при всасывании перегретых паров хладагента и увеличиваются при всасывании влажных паров, так как в последнем случае испаряющиеся при подогреве капельки жидкости занимают значительную часть полезного объема цилиндра. Необходимый перегрев паров зависит от свойств хладагента и конструкции компрессора. Для аммиака рекомендуется перегрев на 5—20 °С, для хладона R12 — на 10 — 35 °С .

Потери от утечек хладагента происходят из-за наличия зазора между поршнем и цилиндром компрессора, а также неплотности клапанов. Уменьшение подачи компрессора из-за неплотностей элементов характеризуется коэффициентом плотности пл, который зависит от конструкции, быстроходности компрессора и степени износа рабочих поверхностей .

Коэффициент подачи компрессора выражается соотношением масс циркулирующего хладагента для действительного и теоретического компрессоров: = G/Gтeop. Коэффициент подачи можно представить и отношением действительного объема всасываемого пара V (при параметрах во всасывающем патрубке компрессора) к объему, описываемому поршнем Vh, т.е. к теоретическому объему всасывания: др= V/Vh. Тогда Gq 0 Vq v Q0 = = = .

G теор q0 Vh q v Q теор Коэффициент подачи выражают и как произведение всех объемных коэффициентов: = i п пл .

Коэффициент подачи дает общую оценку потерь в реальном компрессоре в зависимости от величины вредного пространства цилиндра, соотношения давлений конденсации и нагнетания хладагента, а также от температуры всасываемого пара, скорости движения и изношенности деталей поршневой группы и клапанов. Обычно этот коэффициент определяют опытным путем, обобщая данные в виде осредненных графических зависимостей (рис 1.15) На графике видно, как уменьшается значение с увеличением соотношения давлении Рк/Р0, называемого степенью сжатия к. Определяют коэффициент подачи и по эмпирическим формулам. Так для фреоновых компрессоров 2ФУ- Рис. 1.15. Коэффициент подачи компресУБС18 институт ВНИИХолод- соров: 1, 2, 4 — поршневых бескрейцкопмаш рекомендует формулу фных, работающих на фреоне-22 и на хладоне-12; 3 — винтовых = 0,855 – 0,0425 Рк/Р0 .

1.9. Холодопроизводительность компрессора и установки Основной характеристикой холодильной установки является ее холодопроизводительность, которая определяется свойствами хладагента и значениями температур его конденсации tк и кипения t0, т.е. Q0 = f(tк, t0). С изменением температуры охлаждающего воздуха изменяется и температура кипения хладагента, а значит, и холодопроизводительность установки. Зависимость Q0 от tк и t0 определяется на основе выражения объемной холодопроизводительности компрессора:

–  –  –

Холодопроизводительность компрессора должна соответствовать холодопроизводительности испарителя. В свою очередь количество тепла, которое холодильная машина отнимает от охлаждаемой среды в единицу времени, называется холодопроизводительностью машины. Она определяется количеством хладагента G, проходящего в единицу времени (кг/ч), и его удельной массовой холодопроизводительностью q0 (Дж/кг):

Q0 = Gq0 = G(i1 – i4), где q0 = i1 – i4 — разность энтальпий на границах процессов .

Установленный в вагоне компрессор работает в различных условиях эксплуатации, поэтому имеет разную холодопроизводительность и меняющиеся рабочие объемные и энергетические характеристики .

Основное влияние на холодопроизводительность и рабочие характеристики компрессора оказывает степень сжатия к. С увеличением степени сжатия резко возрастают объемные потери за счет увеличения количества пара, расширяющегося из вредного пространства цилиндра. При этом возрастает также температура сжимаемого пара и теплоотдача к стенкам цилиндра. Холодопроизводительность компрессора снижается и при всасывании им влажного пара .

Для одного и того же компрессора при неизменной частоте вращения коленчатого вала величина описываемого поршнем объема h постоянна. Однако объемная и массовая холодопроизводительность — соответственно qv и q0, а также коэффициент подачи в эксплуатации меняются. На них влияет температурный режим работы холодильной машины, т.е. температуры кипения t0, конденсации tк и температура жидкого хладагента перед регулирующим вентилем tи .

При разных температурах t0, tк и tи холодильная машина с одним и тем же компрессором и постоянной частотой вращения вала обеспечивает разную холодопроизводительность и имеет различную энергетическую эффективность. При повышении температуры t0 и понижении температур tк и tи холодопроизводительность машины увеличивается, при понижении t0 и повышении tк и tи — уменьшается. Наибольшее влияние на холодопроизводительность машины оказывает температура кипения хладагента На рис. 1.16, а отрезки 4—1, 4'—1', 4"—1" выражают холодопроизводительность q0. При снижении температуры кипения и постоянной температуре Рис. 1.16. Цикл холодильной машины при различных температурах кипения (а) и конденсации (б) хладагента конденсации эти отрезки почти одинаковы (q0 q0 q0). Однако с понижением температуры кипения резко увеличивается удельный объем всасываемого компрессором пара 1 из-за понижения давления в испарителе и падает объемная холодопроизводительность. Понижение температуры кипения на °С приводит к снижению холодопроизводительности аммиачных машин на 6 %, фреоновых — на 4 % .

Объемная холодопроизводительность уменьшается также при повышении температуры конденсации. Из диаграммы (рис. 1.16, б), где отрезки 4—1, 4'—1, 4"—1 выражают холодопроизводительность, видно, что она уменьшается с повышением температуры конденсации (q0 q0 q0), тогда как удельный объем всасывания остается неизменным. Коэффициент подачи с повышением tк тоже уменьшается .

Такое же влияние на снижение холодопроизводительности компрессора оказывает и температура tи .

Зависимость холодопроизводительности компрессора Q0 от температур кипения и конденсации хладагента называется характеристикой холодильного агрегата. Такие характеристики для отдельных компрессоров приведены на рис. 1.17, 1.19 .

Снижение температуры кипения в холодильных машинах одноступенчатого сжатия сопровождается повышением давления, т.е. удельной работы сжатия, и одновременно снижением массовой производительности. В результате возрастает тепловая напряженность компрес

–  –  –

Соотношение давлений конденсации и испарения Pн/P0 при стандартных температурах составляет для хладона R12 — 4,07, для аммиака — 4,94 .

Характеристики комплектных холодильных агрегатов в отличие от компрессоров часто указывают в зависимости от температуры окружающего воздуха, а не от температуры конденсации хладагента. Холодопроизводительность, подсчитанную при стандартных температурах, называют стандартной холодопроизводительностью Q0 cт .

В процессе эксплуатации холодильные установки вагонов работают в условиях непрерывного изменения наружной температуры .

Естественно, при этом меняются температуры конденсации хладагента в конденсаторе, охлаждаемой атмосферным воздухом, и холодопроизводительность машины. Температура кипения поддерживается такой, какая требуется для перевозимого груза. Холодопроизводительность машины, рассчитанную при рабочих условиях, называют рабочей холодопроизводительностью Q0 раб .

Холодопроизводительность при рабочих и стандартных условиях определяют по формулам:

Q0 раб = Vh раб q v раб ; (1.31)

Q0 ст = Vh ст q v ст, (1.32) где раб, ст — коэффициенты подачи компрессора соответственно при рабочих и стандартных температурах хладагента;

qv раб, qv ст — объемные холодопроизводительности при таких же условиях.

Зависимость между рабочей и стандартной холодопроизводительностью выражается уравнениями:

–  –  –

По этим формулам пересчитывают холодопроизводительность машины с одних температурных условий на любые другие .

Значения коэффициентов подачи и индикаторного КПД i в зависимости от Pк/Pо для ориентировочных расчетов принимают по рис. 1.18, 1.15 .

–  –  –

1.10. Мощность компрессора и энергетические коэффициенты Теоретический рабочий процесс в цилиндрах поршневого компрессора происходит без потерь и теплообмена при постоянстве давления всасывания в конце сжатия. В реальных машинах имеются вредное пространство и разнообразные потери, что приводит к значительно большей затрате энергии на сжатие хладагента по сравнению с теоретическим процессом .

В теоретическом процессе сжатие паров хладагента совершается адиабатически, при этом затрачивается мощность (кВт) G т (i 2 i1 ) N т = G т (i 2 i1 ) или N т = (1.35), где Gт — теоретическое количество циркулирующего хладагента (в первой формуле в кг/с, во второй в кг/ч); i1 и i2 — энтальпии паров хладагента в начале и конце сжатия, кДж/кг .

Действительная (индикаторная) мощность, затрачиваемая компрессором, больше, чем теоретическая. Обычно определяют ее по индикаторной диаграмме, вычерченной специальным прибором — индикатором. Площадь индикаторной диаграммы (рис.

1.20) характеризует в определенном масштабе мощность за один оборот коленчатого вала компрессора и определяется произведением хода поршня S (м) на среднее индикаторное давление Рi (Н/м2):

Fi=S Рi .

Давление Рi равно высоте прямоугольника, равновеликого по площади индикаторной диаграмме и имеющего основание, равное ходу поршня. Зная площадь индикаторной диаграммы Fi (выраженной с учетом масштаба по Рис. 1.20. Действительная индикаосям координат в кДж/м2), пло- торная диаграмма компрессора

–  –  –

Мощность, затраченная на валу компрессора, называется эффективной мощностью.

Она больше индикаторной на величину потерь на трение:

NЕ = Ni+Nтр .

Механический КПД оценивает потери на трение и выражается отношением индикаторной мощности к эффективной:

мех=Ni/NЕ У современных поршневых компрессоров мех = 0,84 0,97. Его значение зависит от мощности и конструктивных особенностей машины, качества монтажа, режима работы и смазки, степени изношенности механизма. Эффективный КПД компрессора:

hе = hihмех, или hе =Nт/Nе .

Потребляемая компрессором мощность зависит от режима работы — холодильной машины. На рис. 1.19 показано влияние температур кипения и конденсации на эффективную мощность компрессора, которая еще зависит и от величины нагрузки на компрессор. Однако характер зависимости холодопроизводительности и потребяемой мощности от температуры кипения неодинаков. Холодопроизводительность неуклонно увеличивается с повышением температуры кипения хладагента. Потребляемая мощность на ряде режимов возрастает только до определенных пределов, а затем стабилизируется и даже снижается в зависимости от соотношения давлений в конденсаторе и в испарителе холодильной машины, т. е. от степени сжатия компрессора (рабочего соотношения давлений) к= Pк/P0 .

Электродвигатель привода компрессора подбирают по режиму максимального потребления энергии с учетом потерь в передаче (если она имеется) и с 8—15 % -ным запасом во избежание перегрузки.

Мощность электродвигателя:

Ne N эл = (1,08 1,15), (1.37) п эл где п — КПД клиноременной передачи 0,94—0,98; эл — КПД электродвигателя (в зависимости от мощности и типа двигателя эл = 0,85 0,94) .

При тепловом расчете цикла машин с двухступенчатым сжатием значение промежуточного давления, величина которого связана с уровнем эффективности машины, следует определять по максимуму холодильного коэффициента. Меньшую трудоемкость расчета при достаточной для практических целей точности обеспечивает способ определения этого давления по минимуму цикловой энергии, затрачиваемой на работу компрессоров.

В этом случае при изоэнтропном процессе сжатия в компрессорах первой и второй ступеней, а также одинаковой температуре на всасывании этих компрессоров промежуточное давление:

Рm = Рк Р0. (1.38) Расчет цикла машины с многоступенчатым сжатием и многократным дросселированием ведут в последовательности, изложенной выше для одноступенчатой машины. Параметры рабочего тела в узловых точках цикла находят по уравнениям смешения с учетом материального и теплового баланса промежуточного сосуда. Так, для двухступенчатой машины с полным промежуточным охлаждением и двукратным дросселированием (рис.

1.22) тепловой баланс промежуточного сосуда:

Ga2 h6 + Ga1h3 = Ga1h9 + Ga 2 h4. (1.39) Рис. 1.22. Схема паровой компрессорной холодильной машины с двухступенчатым повышением давления, двукратным дросселированием и полным промежуточным охлаждением (а) и ее термодинамический цикл (б) К1, 2 — компрессор;

Д1, 2 — дроссельный вентиль; ПО — промежуточный охладитель; КС — конденсатор; ПС — промежуточный сосуд ; И — испаритель

–  –  –

Ga 2 = Ga1 (h3 h9 ) /(h4 h7 ). (1.41) Рабочее тело в точке 1 цикла может быть сухим насыщенным паром либо перегретым на (5 10) К; температура рабочего тела в точке 9 может превышать температуру Тm, определяемую величиной промежуточного давления Рт, на (3 5) К .

1.11. Рабочие процессы паровых двухступенчатых компрессионных холодильных машин Увеличение степени повышения давления рабочего тела в компрессоре при понижении температуры кипения или при повышении температуры конденсации, вызываемое условиями эксплуатации, приводит к ухудшению энергетической эффективности холодильной машины. Основная причина такого ухудшения обусловлена ростом потерь от внутренней необратимости, а также увеличением времени работы за счет ухудшения объемных и энергетических показателей компрессора. Наибольшее влияние на снижение эффективности машины при возрастании степени повышения давления оказывает рост потерь от дросселирования. В этом случае пар, образуемый при дросселировании, не обеспечивает процесс охлаждения в испарителе, так как наличие паровой фазы в начале парообразования ухудшает теплообмен при кипении и, следовательно, снижает удельную холодопроизводительность машины .

Теплотехническое совершенствование паровых компрессорных машин, рассчитанных на работу с высокой степенью повышения давления, может быть обеспечено переходом к многоступенчатому сжатию с промежуточным охлаждением рабочего тела между ступенями и многократному его дросселированию. Повышение холодильного коэффициента в результате перечисленных мер обеспечивает рост удельной холодопроизводительности в результате многократного дросселирования и снижение цикловой работы за счет промежуточного охлаждения горячих паров хладагента .

Для паровых холодильных машин с поршневыми компрессорами переход к многоступенчатому сжатию обусловлен не только стремлением улучшить эффективность машины повышением расходных и энергетических показателей компрессора, но и необходимостью обеспечить нормальные условия его работы. При высоких значениях степени повышения давления рост температуры паров может привести к нарушению допустимого температурного режима работы компрессора и системы его смазки .

Кроме того, увеличение степени повышения давления приводит к росту перепада давлений в цилиндре компрессора (Р = Рк – Р0), в результате чего возрастают динамические нагрузки на детали рабочего механизма (на шатунно-поршневую группу и коленчатый вал), снижающие надежность и долговечность машины .

Переход к многоступенчатому сжатию требует технико-экономического обоснования, так как улучшение энергетической эффективности в этом случае связано с существенным усложнением конструкции, увеличением ее габаритов, массы и стоимости. В современных паровых компрессорных машинах подбором подходящих хладагентов или их смесей, а также созданием компрессоров специальной конструкции число ступеней сжатия ограничивают двумя. В среднетемпературных холодильных машинах переход от одноступенчатого сжаРк тия к двухступенчатому имеет место при Р 8 .

Повышение эффективности паровых компрессорных холодильных машин обычно достигают оптимальным сочетанием перечисленных выше мер. Они определяются теплофизическими свойствами рабочего тела, т.е. относительным влиянием на показатели машин необратимых потерь от перегрева и дросселирования. Для среднетемпературных машин характерны двухступенчатое повышение давления с полным или неполным промежуточным охлаждением и двукратное дросселирование при двухступенчатом повышении давления .

Конструктивно наиболее простыми оказываются машины с однократным дросселированием и двухступенчатым повышением давления при полном или неполном промежуточном охлаждении. В схеме с неполным охлаждением (рис. 1.23, а и б) пар рабочего тела, сжатый в компрессоре первой ступени К1 до давления Рт (процесс 1—2) и прошедший промежуточный охладитель ПО (процесс 2—3), в котором пар охлаждают воздухом при температуре окружающей среды Tокр или водой до температуры Тт, смешивается в точке 4 с паром, выходящим из промежуточного сосуда ПС. Этот пар предварительно прошел вспомогательный дроссельный вентиль Дв (состояние в точке 7) и Рис. 1.23. Схема паровой компрессорной холодильной машины с двухступенчатым повышением давления и неполным промежуточным охлаждением (а) и ее термодинамический цикл (б) обеспечил в промежуточном сосуде охлаждение основного потока жидкого рабочего тела, вышедшего из конденсатора КС, до состояния, соответствующего параметрам точки 10. При этом в промежуточном сосуде за счет разной плотности жидкости и пара происходит разделение влажного пара на жидкость (состояние в точке 9) и сухой насыщенный пар (состояние в точке 8). После промежуточного сосуда основной поток проходит через основной дроссельный вентиль Д0 (процесс 10—11) и направляется в испаритель И, где рабочее тело испаряется до состояния сухого насыщения пара (процесс 11—1). Пар, сжатый в компрессоре второй ступени К2 до давления Рт (процесс 4—5), проходит конденсатор КС, где охлаждается наружным воздухом или водой до температуры Тк (процесс 5—6) .

В такой схеме массовый расход рабочего тела через компрессор второй ступени больше расхода через компрессор первой ступени на количество пара, выходящего из промежуточного сосуда.

Значения расходов определяют по уравнению материального баланса промежуточного сосуда:

Ga2 = Ga1 + Gв + Gп, (1.42) где Ga — расход рабочего тела через компрессор соответствующей ступени; Gв — расход рабочего тела через вспомогательный дроссельный вентиль; Gп — расход пара, образующегося в промежуточном сосуде в результате подвода теплоты от жидкости, идущей по змеевику .

Схема холодильной машины с двухступенчатым повышением давления и полным промежуточным охлаждением показана на рис. 1.24, а и б .

В промежуточный сосуд этой машины направляют весь поток рабочего тела, вышедшего из промежуточного охладителя. В промежуточном сосуде рабочее тело охлаждают до состояния сухого насыщенного пара, который засасывает компрессор второй ступени.

Уравнение материального баланса промежуточного сосуда в этом случае:

(1.43) Ga2 = Gal + Gв + Gп + G /п, где Gп — расход пара, образующегося в промежуточном сосуде в результате подвода теплоты от пара, подаваемого компрессором первой ступени .

Повышение эффективности холодильных машин при двухступенчатом сжатии по сравнению с одноступенчатым достигают снижением цикловой работы в результате промежуточного охлаждения рабочего тела и ростом удельной холодопроизводительности за счет охлаждения жидкости в промежуточном сосуде перед основным дроссельным вентилем .

Рис. 1.24. Схема паровой компрессорной холодильной машины с двухступенчатым повышением давления и полным промежуточным охлаждением (а) и ее термодинамический цикл (б) Паровые холодильные машины с двукратным дросселированием при двухступенчатом повышении давления также выполняют в двух вариантах промежуточного охлаждения рабочего тела. В схеме с неполным промежуточным охлаждением (рис. 1.25) в промежуточном сосуде влажный пар, выходящий из первого дроссельного вентиля Д1, за счет разной плотности разделяется на жидкость, отвечающую состоянию точки 9, и сухой насыщенный пар (точка 8). После смешения в точке 4 с перегретым паром, выходящим из промежуточного охладителя, он идет на всасывание компрессора второй ступени. Жидкость, выходящая из промежуточного сосуда (состояние точки 9) поступает к второму дроссельному вентилю Д2, а далее — к испарителю холодильной машины .

Массовый расход рабочего тела через компрессор второй ступени в машине такой схемы:

(1.44) Gа2 = Gа1 + Gпс, где Gпс — расход пара, образующегося в промежуточном сосуде .

В схеме с полным промежуточным охлаждением (см. рис. 1.24) в промежуточном сосуде охлаждение ведут до состояния сухого насыщенного пара (точка 4) в результате непосредственного контакта паров рабочего тела с кипящей жидкостью .

Рис. 1.25. Схема паровой компрессорной холодильной машины с двухступенчатым повышением давления, двукратным дросселированием и неполным промежуточным охлаждением (a) и ее термодинамический цикл (б)

–  –  –

1.12. Холодильные агенты и холодоносители 1.12.1 Холодильные агенты Рабочее тело холодильной машины — холодильный агент (хладагент) — по существу определяет энергетические, технико-экономические и эксплуатационные показатели, а также конструктивные особенности машины определенного типа. Теплофизические свойства хладагента, (молекулярная масса, плотность, вязкость, газовая постоянная), критические параметры, теплота парообразования, теплоемкость жидкости и насыщенного пара, тепло- и температуропроводность взаимоувязывают комплекс вопросов, обеспечивающих работоспособность и эффективность машины. Физико-химические свойства, термохимическая стабильность и взаимодействие с водой, неконденсирующимися газами, смазочными маслами и конструкционными материалами определяют особенности конструкции и эксплуатации отдельных элементов и машины в целом. Наконец, выбор и применение хладагента невозможны без учета его физиологических и экологических свойств, а также стоимости .

Идеальный хладагент должен обеспечить максимальную холодопроизводительность и эффективность холодильного цикла при соблюдении необходимых требований. Он должен быть химически стабильным во всем рабочем диапазоне температур, доступным и недорогим, иметь высокую критическую температуру и низкую температуру замерзания, быть химически инертным по отношению к конструкционным материалам и маслам, невоспламеняемым, малотоксичным. Хладагенты паровых компрессорных машин для реализации высокой эффективности цикла должны обеспечивать заданные температуры кипения и конденсации, невысоким уровнем отношения давлений (малой величиной давления конденсации и давлением парообразования, близким к атмосферному), высоким значением отношения теплоты парообразования к теплоемкости жидкости. Оптимальные конструктивные и энергетические решения по компрессору и теплообменным аппаратам могут быть реализованы при невысоком уровне газовой постоянной, показателя адиабаты и динамической вязкости хладагента, а также при таком сочетании его теплофизических свойств, которые позволяют обеспечить высокие значения коэффициентов теплоотдачи .

Большинство хладагентов при атмосферном давлении и температуре окружающей среды находятся в парообразном состоянии. Для сжижения пара необходимо подвергнуть его сжатию и охлаждению в компрессорно-конденсаторном агрегате холодильной системы. В холодильной машине агент находится в виде жидкости или пара (газа). Слова «газ» и «пар» обычно взаимозаменяемы. Но если быть технически точным, необходимо пояснить, что газ, имеющий температуру, близкую к температуре конденсации, называется паром. Все вещества имеют жидкую и паровую фазы. Некоторые вещества характеризуются высокой температурой кипения, т.е. существуют в виде пара только при нагревании до высокой температуры или при вакууме. Вещества, имеющие низкую температуру кипения, находятся в парообразном состоянии при комнатной температуре и атмосферном давлении. Многие распространенные хладагенты, например группа фреонов, относятся к этой категории .

При нахождении в открытом сосуде жидкий хладагент немедленно начнет бурно кипеть и превращаться в пар, но при очень низкой температуре. Жидкий хладон R12 при атмосферном давлении кипит при температуре – 29,8 °С. Для процесса кипения он поглощает достаточное количество тепла из сосуда и окружающего воздуха. Нет необходимости в подогреве, как в случае с водой .

Испаряющийся хладагент поглощает такое количество тепла, которое равно количеству энергии, необходимому для его превращения из жидкости в пар. Каждый килограмм хладагента поглощает такое количество тепла, которое равно его скрытой теплоте парообразования. Температура кипения любой жидкости может быть повышена или понижена в зависимости от величины давления в сосуде, где она находится. Чем выше давление, тем выше температура кипения, и, наоборот, чем ниже давление, тем температура кипения ниже. Таким образом, жидкость может кипеть при низкой температуре, если она находится в вакууме .

Критическая температура пара — это температура, выше которой пар не может быть превращен в жидкость независимо от величины давления. Если нагревать пар до температуры выше критической, движение молекул становится настолько интенсивным, что давление не может обеспечить между ними достаточного контакта для образования капель жидкости .

Хладагенты, используемые в холодильных агрегатах, переходят из жидкой фазы в паровую и опять в жидкую фазу во время холодильного цикла. Поэтому для обеспечения фазы сжижения в холодильном цикле хладагент следует использовать при температуре ниже критической. Критические температуры фторированных хладагентов приведены ниже .

Хладагент R11 R12 R22 R502 Критическая температура, °С Когда температура пара понижена, величина давления, требуемая для осуществления процесса сжижения, уменьшается. Из этого можно сделать вывод, что для каждого значения температуры ниже критической существует соответствующее давление, при котором происходит сжижение хладагента .

Существуют графики, показывающие соотношение между температурой и давлением, при которых пар хладагента сжижается (рис. 1.26) .

Например, можно определить давление насыщения при работе на R12 при 26 °С. Для этого нужно найти отметку 26 °С на графике, следо

<

Рис. 1.26. Диаграмма хладагентов в состоянии насыщения

вать этой линии по вертикали до пересечения с кривой для R12. Слева прочитайте величину абсолютного давления. Вы обнаружите, что для R12 при этой температуре абсолютное давление равно 0,67 МПа. Это давление, которое требуется для сжижения хладагента при 26 °С .

Производительность любого холодильного агрегата зависит от температуры хладагента на сторонах высокого и низкого давлений системы. Скрытая теплота парообразования хладагента, его давления конденсации и кипения также зависят от температуры хладагента. Имеются определенные стандарты для сравнения различных хладагентов и холодильных агрегатов. В холодильной промышленности разработаны условия, известные под названием стандартных условий в различных точках холодильного цикла: температура кипения –15 °С; температура жидкости перед регулятором потока 25 °С; температура всасывания пара –10 °С. Используя эти стандартные условия, можно сделать правильные выводы при сравнении любых двух хладагентов .

Давление конденсации зависит от температуры сжижения пара .

В практических условиях, если это возможно, желательно избегать высоких давлений конденсации .

Давление и температура кипения хладагента — важные факторы .

Хладагент, кипящий при вакууме, непрактичен из-за возможности проникновения воздуха в систему. Воздух не конденсируется и создает очень высокое давление конденсации, снижающее эффективность холодильного агрегата. При использовании в установке хладагента с давлением кипения выше атмосферного воздух не попадает в систему через неплотность .

В большинстве случаев давления в испарителе и на стороне всасывания системы одинаковы. Кроме того, температура кипящего хладагента будет соответствовать давлению в испарителе или на стороне всасывания системы .

Количество тепла, требуемое для превращения 1 кг жидкости в пар при постоянной температуре, называется скрытой теплотой парообразования. Для превращения 1 кг воды в пар при 100 °С и атмосферном давлении она должна поглотить 2260 кДж тепла. Это количество тепла является скрытой теплотой парообразования 1 кг воды при атмосферном давлении .

Любой хладагент при кипении в испарителе должен поглотить тепло из охлаждаемого пространства в таком количестве, которое равно его скрытой теплоте парообразования. Скрытая теплота парообразования некоторых хладагентов при –15 °С приведена ниже .

Когда хладагент имеет высокую скрытую теплоту, он поглощает больше тепла, чем хладагент с более низкой скрытой теплотой парообразования. Таким образом, при использовании хладагента с высокой скрытой теплотой парообразования можно применять меньшего размера компрессор, конденсатор и испаритель .

Хладагент R11 R12 R22 R500 R502 Скрытая теплота 195,57 159,28 215,79 189,87 157,8 парообразования, кДж/кг Скрытая теплота парообразования жидкости колеблется в зависимости от температуры и давления, при которых происходит кипение. Она увеличивается при более низких температуре и давлении .

В современных холодильных машинах в качестве хладагентов используют фторгалогенные производные таких углеводородов, как метан, этан, пропан, бутан и их смеси, а также аммиак (паровые компрессорные машины), воздух (воздушные холодильные машины) и растворы (абсорбционные машины). Перспективы совершенствования энергетических, конструктивных и эксплуатационных показателей холодильных машин в значительной мере связывают с разработкой и применением новых «чистых» рабочих тел, а также смесей хладагентов с заранее заданными свойствами .

Хладагенты имеют унифицированное условное обозначение — букву R (от слова Refrigerant). В числовом индексе хладагентов, представляющих собой фторгалогенные производные насыщенных углеводородов, первая цифра отражает природу углеводородной основы вещества: 1 — для производных метана, получивших название хладоны; 11 — этана; 21 — пропана; 31 — бутана. К этим цифрам индекса прибавляют цифру, определяющую число атомов фтора в молекуле хладагента. При наличии в химической формуле хладагента атомов водорода к первой цифре производных метана и второй цифре производных этана, пропана и бутана добавляют число, соответствующее числу незамещенных атомов водорода .

Таким образом, в условном обозначении хладонов последняя цифра (число единиц) указывает количество атомов фтора в молекуле;

предшествующая (число десятков) — число атомов водорода, увеличенное на единицу; третья (число сотен) — число атомов углерода, уменьшенное на единицу. Число атомов хлора, входящих в молекулу хладона, равно числу атомов, недостающих до его структурной химической формулы Сn(Н, Cl, F)2n+2. При замене атомов фтора атомами брома в условное обозначение хладагента после числового индекса ставят букву В .

Азеотропные смеси хладагентов, т.е. нераздельно кипящие однородные (гомогенные) смеси, практически не изменяющие процентного состава хладагентов при изменении агрегатного состояния, в условном обозначении получили индекс 5. Неазеотропные смеси обозначают названием компонентов и их массовыми долями в смеси (в процентах). При этом в обозначении таких смесей исходные хладагенты располагают в порядке повышения нормальной температуры их кипения. Так, смесь, состоящая из 90 % R22 и 10 % R12, имеет условное обозначение R22/R12 (90/10) .

Хладагентам неорганического происхождения (вода, аммиак) присваивают числовой индекс, равный их молекулярной массе, увеличенной на 700 (R718; R717) .

Классификацию хладагентов проводят по давлениям и связанным с ними температурами кипения при давлении 98,1 кПа (735, 5 мм рт. ст.), что отвечает характерным температурным режимам работы современных холодильных машин (см. табл. 1.4) .

Термодинамические параметры ряда характерных среднетемпературных хладагентов приведены в табл. 1.5 .

Таблица 1.5

–  –  –

Хладон R12 (дифтордихлорметан) — это сжиженный под давлением бесцветный газ со слабым запахом четыреххлористого углерода (прелых яблок). При нормальных условиях он не горит и не взрывается, однако при температурах выше 400 °С и в присутствии открытого пламени разлагается, образуя высокотоксичные вещества, в том числе фосген. Физико-химические свойства хладона R12 должны соответствовать следующим требованиям: содержание нелетучего остатка — не более 0,005 %; кислотность — не допускается (окраска индикатора не должна изменяться); суммарное содержание посторонних газов по объему — не более 0,5 % (в том числе воздуха или азота 0,3 %); содержание воды — не более 0,0004 % .

Газообразный хладон R12 тяжелее воздуха в 4 раза. Плотность сухого насыщенного пара в 5—6 раз больше плотности паров аммиака, что обусловливает большие потери давления при циркуляции в системе. Для уменьшения потерь снижают скорость движения хладона R12 путем увеличения диаметра трубопроводов и проходных сечений клапанов. Меньшее, чем у аммиака, давление конденсации позволяет изготовлять поршневые компрессоры с диаметром цилиндра в 1,3 раза больше, чем у аммиачных. Давление на поршень и шатун при этом не возрастает. Хладон R12 хорошо растворяется в масле, поэтому необходимо применять специальные вязкие масла. Хладон R12 в воде практически не растворяется; наличие нерастворенной влаги в системе, заполненной этим хладагентом, вызывает коррозию металла, а при замерзании — образование ледяных пробок, выводящих систему из строя. Поэтому использование R12 требует тщательной осушки системы перед ее заправкой хладагентом. Обезвоженный R12 химически нейтрален почти ко всем металлам, кроме сплавов, содержащих магний. Однако он способен смывать с металлической поверхности окалину, а также растворять органические вещества и лаковые покрытия, что приводит к засорению системы. Отличительная черта R12 — высокая текучесть, он может проникать даже через поры в чугунных и алюминиевых отливках, что повышает требования к качеству металла и уплотнению системы. Нормальная температура кипения хладона R12 составляет –29,8 °С .

Жидкий хладон R12 неэлектропроводен. Коэффициенты теплоотдачи у него значительно ниже, чем у аммиака, стоимость — выше .

–  –  –

Хладагент R22 (дифторхлорметан) — бесцветный газ со слабым запахом хлороформа. Как и R12, он не горит и не взрывается, однако более токсичен; разлагаться начинает при температуре свыше 550 °С. Растворимость воды в R22 незначительна, но выше, чем в R12. При отсутствии влаги R22 инертен практически по отношению ко всем металлам, R22 несколько дороже R12. Имеет хорошие термодинамические свойства, близкие по рабочим давлениям и объемной холодопроизводительности к характеристикам аммиака .

Нормальная температура кипения при атмосферном давлении равна –40,8 °С. Взаимная высокая растворимость с маслом наблюдается лишь при температурах 70—120 °С. При понижении температуры до –10 –20 °С возможно отделение масла .

Коэффициент теплоотдачи R22 на 25—30 % выше, чем у хладона R12; соответственно меньшими могут быть и теплообменники .

Наличие масла ухудшает теплофизические параметры хладагента;

нерастворенное масло загрязняет трубопроводы и нарушает условия теплообмена при кипении и конденсации; хладономасляные

–  –  –

растворы могут химически взаимодействовать с цветными металлами. Зависимость растворимости R12 и R22 в масле от температуры приведена на рис. 1.27 .

При высоких температурах конденсации (табл. 1.7) R22 имеет значительно большее давление, чем хладон R12 (в герметичных машинах до 2,1 МПа), из-за чего сдерживается его применение на рефрижераторном подвижном составе. В основном R22 используется в установках кондиционирования воздуха и низкотемпературных машинах с температурами кипения до – 40 °С (при двухступенчатом сжатии до –70 °C) и конденсации до +55 °С. Стоимость R22 выше стоимости хладона R12 .

Рис. 1.27. Растворимость ряда хладагентов в масле

–  –  –

Аммиак — бесцветный газ с резким запахом; ядовит и взрывоопасен; слабо растворяется в масле, но интенсивно поглощается водой (допустимое содержание воды в аммиаке 0,2 %). По отношению к черным металлам и алюминию аммиак инертен, но интенсивно разрушает медь и ее сплавы (кроме фосфористой бронзы) .

Аммиак существенно дешевле R12 и R22 .

Основными критериями выбора хладагента, отвечающего характерным температурным режимам работы машины, служат его энергетические параметры, показатели токсичности и стоимость. В качестве энергетического параметра, определяющего технико-экономические и конструктивные особенности машины и отдельных ее элементов, принимают удельную холодопроизводительность. Токсичность хладагентов оценивают их предельно допустимой концентрацией (ПДК), а также коэффициентом токсичной опасности Ктo, показывающим, во сколько раз может быть превышена предельно допустимая концентрация хладагента в воздухе при аварийной ситуации .

Энергетические параметры и показатели токсичности хладагентов транспортных холодильных установок приведены в табл. 1.8 .

При выборе хладагента необходимо учитывать важное экологическое требование по защите озонового слоя Земли. Попадая в окружающую среду, хлорфторсодержащие углеводороды вызывают фотохимические реакции, в результате которых в верхних слоях атмосферы Земли происходит разрушение молекул тонкого защитного слоя озона, задерживающего жесткое ультрафиолетовое излучение Солнца. Наиболее активным озоноразрушающим воздействием отличаются R11, R12, R113, R115, а также бромсодержащие R12B1, R13B1, R114B2 .

Таблица 1.8

–  –  –

Чтобы избежать необратимых экологических последствий, связанных с уменьшением толщины защитного озонового слоя, международным соглашением (Монреальский протокол, 1986 г.), вступившим в действие с 1 января 1989 г., предусмотрено существенно сократить производство и использование хлорфторуглеродов во всех отраслях техники. Международная конференция по озоновому слою Земли (Хельсинки, май 1989 г.) приняла документ о полном запрете применения к 2000 г. хладонов и других озоноразрушающих веществ в качестве хладагентов, пропеллентов в аэрозольных упаковках, а также при производстве пенополиуретанов .

В настоящее время ведутся работы по созданию и применению хладагентов, не обладающих озоноразрушающим действием .

Для среднетемпературных холодильных установок в качестве заменителя хладагента R12 наиболее целесообразно использовать хладагент R22, озоноактивность которого составляет менее 5% по сравнению с R12, смесь R22 с R142, а также R134a практически с нулевой озоноактивностью .

Хладагент R134a (химическая формула CF3 — CFH2) имеет молекулярную массу 102 кг/кмоль и нормальную температуру кипения

–26,8 °С. В цикле холодильной машины с R134a при заданных температурах кипения и конденсации давления кипения и конденсации и их разность будут меньше, чем при работе на R12, а отношение давлений несколько выше. Из-за большей энергоемкости хладагента удельная объемная холодопроизводительность цикла при одинаковой степени регенерации будет ниже на 8—12 %, а удельная адиабатная работа — меньше на 30—50 %; с увеличением степени регенерации эффективность цикла будет повышаться; стоимость R134a существенно выше стоимости R12. Фреон R142 (дифторхлорэтан) используют в тепловых насосах и холодильных установках, работающих при высоких температурах конденсации. Нормальная температура кипения его –9,8 °С, давление конденсации при температурах 40—50 °С не превышает 0,7 МПа, температура замерзания –130,8 °С .

Существуют и весьма ядовитые фреоны, например, R10, R20, R32 и R40 .

Наряду с чистыми хладагентами в хладотехнике используют и их азеотропные смеси. Они отличаются тем, что в жидком состоянии имеют при определенной концентрации постоянную точку кипения, а пар над жидкой смесью такого же состава, как жидкость .

Для обозначения смеси фреонов записывают названия компонентов в порядке повышения нормальной температуры кипения, а затем в том же порядке — массовые проценты, например R12/R22 (75/25). Широко применяющиеся смеси имеют в условном обозначении числа 500, 501 и т.д .

Фреон R502 является смесью: из 48,8 % фреона R22 и 51,2 % фреона R115. Его нормальная температура кипения составляет –45,6 °С, теплота парообразования примерно в 1,5 раза меньше, чем у R22, а объемная холодопроизводительность больше, чем у каждого из составляющих веществ. По сравнению с R22 он имеет значительно меньшую температуру конца сжатия. Фреон R502 не взрывоопасен и не горюч. В масле растворяется меньше, чем R-22. Используется в низкотемпературных холодильных установках. Характеристика R502 приведена в табл. 1.9 .

–  –  –

Примечание. При сравнении размеры аммиачного компрессора приняты за единицу .

Тепловой расчет термодинамического цикла холодильной машины обычно выполняют с помощью диаграмм состояния или паровых таблиц рабочего тела. Стремление применить для этой цели современные расчетные методы связано с использованием соответствующих уравнений состояния. Пары практически всех хладагентов представляют собой реальные газы; для аналитической связи их параметров — давления — плотности — температуры предложено большое число уравнений состояния.

Теоретически хорошо обосновано и удобно для расчетов с использованием ЭВМ вириальное уравнение Боголюбова-Майера:

–  –  –

В холодильных машинах с поршневыми компрессорами масло и хладагент перемешиваются. Масла, используемые в холодильной технике, растворимы в жидких хладагентах и полностью смешиваются с ними при комнатной температуре .

Любое масло, циркулирующее в холодильной системе, подвергается попеременному воздействию очень высокой и очень низкой температур. В связи с критическим характером смазки при данных экстремальных условиях и учитывая повреждения, которые могут быть нанесены системе парафином или другими примесями, присутствующими в масле, необходимо применять только высокорафинированное масло, специально созданное для холодильных установок .

Нафтеновые масла более растворимы в хладагентах, чем парафиновые. Разделение маслофреоновой смеси на отдельные слои может иметь место при использовании того и другого типа масла .

Однако разделение нафтеновых масел происходит при несколько более низкой температуре. Это разделение необязательно влияет отрицательно на смазочные свойства масла, но могут возникнуть трудности в подаче масла к рабочим частям системы .

В связи с тем, что масло должно проходить через цилиндры компрессора для обеспечения смазки движущихся частей, небольшое количество масла всегда циркулирует вместе с хладагентом. Масло плохо смешивается с паром хладагента. Поэтому масло нормально циркулирует в системе только в том случае, если поток пара хладагента имеет достаточную интенсивность. Если интенсивность потока недостаточно высока, масло остается в нижней части трубопровода. В результате ухудшается теплопередача и возможна нехватка масла в компрессоре. Отделение масла увеличивается критически при понижении температуры кипения хладагента. Для возврата масла в компрессор требуется соответствующая конфигурация трубопроводов хладагента .

В герметичной системе имеет место явление притягивания жидкого хладагента к маслу. Жидкий хладагент испаряется и перемещается через систему в картер компрессора, несмотря на то, что нет разности давлений для создания этого движения. Когда пар хладагента поступает в картер компрессора, он снова конденсируется .

Перемещение хладагента продолжается до тех пор, пока масло в картере компрессора не будет насыщено жидким хладагентом .

Избыточное количество жидкого хладагента в картере компрессора является причиной бурного пенообразования при кипении. В результате все масло может быть унесено из картера компрессора. Поэтому необходимо предусмотреть некоторые меры, например, установить подогреватель картера для предотвращения аккумуляции избыточного количества жидкого хладагента в картере компрессора .

Хладагенты R22 и R502 менее растворимы в масле, чем R12. Для возврата масла в картер компрессора определяющими факторами при использовании этих двух хладагентов являются соответствующая конфигурация трубопроводов и конструкция системы .

Транспортировку и хранение хладагентов осуществляют с соблюдением особых правил безопасности. Аммиак перевозят в специальных железнодорожных теплоизолированных цистернах, оборудованных предохранительными устройствами. Хладон R12 в цистернах поставляют по согласованию с заказчиком. Хладагенты хранят и транспортируют также в стальных герметичных баллонах, бочках, контейнерах и других сосудах, рассчитанных на избыточное давление не менее 1,2 МПа и соответствующих требованиям Госгортехнадзора России. Баллоны, наполненные хладагентом, представляют опасность как сосуды, находящиеся под избыточным давлением .

Запорные вентили баллонов должны иметь правую резьбу на боковом штуцере. На корпусе баллона не должно быть раковин, трещин и свищей. Внутренняя поверхность новых баллонов, а также прошедших ремонт и освидетельствование должна быть очищена от грязи, ржавчины, тщательно просушена и осмотрена. Внутри баллонов не допускается наличие окалины. На корпус наносят надписи, указывающие порядковый номер баллона, массу тары с арматурой с точностью до 0,2 кг, год изготовления, дату освидетельствования, емкость, л, давление рабочее и пробного гидравлического испытания, МПа .

Баллоны для аммиака окрашивают в желтый цвет и наносят черной краской надпись «Аммиак», баллоны для хладона R12 и фреонов — в серебряный цвет. Надпись «Хладон R12» наносят черной или красной краской (соответственно для фреонов). При использовании сосудов из нержавеющей стали наружную их поверхность не окрашивают .

Хладон R12 разрешается перевозить любым видом транспорта. У заполненных баллонов выходные штуцера вентилей должны быть закрыты глухими гайками или фланцами с прокладкой из паронита или фторопласта. Баллоны, находящиеся в эксплуатации, подвергают освидетельствованию (осмотр поверхности, проверка массы и объема, гидравлическое испытание) не реже чем через 5 лет. Запрещается ремонтировать и очищать баллоны с хладагентом, ударять молотком по их колпакам и допускать падение. Заглушки на вентилях отворачивают осторожно, направляя при этом выходное отверстие в сторону от работающего. Хранят баллоны с хладагентами в складах, изолированных от охлаждаемых помещений и жилых зданий. Гарантийный срок хранения хладона R12 12 месяцев. После использования пустые сосуды возвращают для заполнения хладагентом с избыточным давлением не менее 0,05 МПа. На каждый литр вместимости сосуда подают не более 1,1 кг жидкого хладона R12 или 0,57 кг жидкого аммиака .

При заполнении баллонов применяют резиновые шланги или трубки, испытанные давлением 2 МПа .

При работе с хладоном R12 и фреонами, а также при промывке и обработке аппаратуры и тары из-под них необходимо пользоваться защитными очками или масками из органического стекла, противогазами марки БКФ, резиновыми перчатками, хлопчатобумажными халатами. В помещениях, где проводят работы с хладагентами, запрещается курить, включать электронагревательные приборы и применять открытый огонь без принятия специальных мер предосторожности (усиленная вентиляция помещения или работа в противогазе). При повреждении емкостей с хладагентом всем работающим необходимо покинуть помещение. Продолжать работы можно только после полного проветривания помещения или в шланговом изолирующем противогазе .

1.12.2. Теплоносители Теплоноситель (хладоноситель) — это промежуточное вещество, предназначенное для отвода тепла от охлаждаемых объектов и передачи его хладагенту. Такая передача тепла обычно происходит на некотором расстоянии от охлаждаемого объекта. Теплоносители подразделяются на жидкие и газообразные. К жидким относятся вода, рассолы (водные растворы солей), растворы этиленгликоля, глицерин и др. Газообразными теплоносителями являются воздух и другие газы .

К теплоносителям предъявляются следующие требования: низкая температура замерзания и незначительная вязкость при низких температурах; достаточно высокая теплоемкость; дешевизна, безвредность, негорючесть, нейтральность к конструкционным материалам; стабильность свойств .

Наиболее доступные теплоносители: воздух, водa и водные растворы солей .

Атмосферный воздух — это собой смесь различных газов. Основные его параметры: влажность (абсолютная и относительная), влагосодержание, энтальпия (теплосодержание), теплоемкость, теплопроводность. В воздухе всегда имеется от нескольких десятых долей процента до 3—4 % водяных паров. Влажный воздух обычно рассматривают как смесь двух идеальных газов: сухого воздуха и водяного пара .

Содержание в воздухе водяных паров в отличие от состава сухого воздуха колеблется в довольно больших пределах. Вне помещений содержание водяных паров зависит от времени года, погоды и местных климатических условий. В помещениях их содержание, кроме того, зависит от конкретных условий и в первую очередь от относительного (к объему помещения) количества присутствующих людей .

Максимальное содержание водяных паров в воздухе определяется пределом насыщения, при котором дальнейшее увеличение содержания паров не происходит, так как они начинают конденсироваться и выпадать в виде капель воды, а при температурах ниже 273 К (0 °С) — в виде инея. Чем выше температура воздуха, тем больше в нем может содержаться водяных паров и каждой данной температуре соответствует свой определенный предел насыщения. Поэтому если температура влажного воздуха понижается, то при достижении определенного уровня, называемого точкой росы, происходит конденсация находящихся в нем водяных паров с выпадением росы или инея .

В этом состоянии воздух называется насыщенным .

Предел насыщения воздуха водяными парами зависит также и от его давления. Однако давление атмосферного воздуха в его нижних зонах изменяется в очень незначительных пределах и поэтому в процессах, связанных с кондиционированием воздуха на железнодорожном транспорте, им пренебрегают .

Сухой воздух в насыщенном состоянии в пределах температур и давлений, имеющих место в процессах кондиционирования, по своим физическим свойствам близок к идеальным газам и подчиняется законам идеальных газов .

В кондиционировании воздуха при расчётах, связанных с определением объемов воздуха (например, при расчетах производительности вентиляции и скоростей движения воздуха в воздуховодах), влажностью воздуха обычно пренебрегают. В теплотехнических расчетах, связанных с использованием теплоемкости и теплосодержания воздуха, его всегда рассматривают как смесь из двух составляющих: сухого воздуха и водяного пара .

Масса водяных паров, содержащаяся в 1 м3 влажного воздуха, называется его абсолютной влажностью, измеряемой в килограммах .

Отношение количества содержащихся в воздухе водяных паров к их количеству, насыщающему воздух при тех же температуре и давлении, называется относительной влажностью. Относительную влажность воздуха принято выражать в процентах. Для совершенно сухого воздуха = 0 %, для насыщенного = 100 % .

Масса водяных паров, содержащаяся в 1 кг сухого воздуха, называется его влагосодержанием и обозначается буквой х (кт/г) Величина х всегда является дробной, что неудобно для расчетов, поэтому влагосодержание, как правило, выражают в размерности г/ кг и обозначают буквой d .

Количество тепла, которое содержится в 1 кг воздуха, зависит от его температуры t и влагосодержания d, называется удельным теплосодержанием (или удельной энтальпией) и обозначается буквой I. При определении теплосодержания воздуха учитывается скрытая теплота парообразования воды, равная 2491,15 кДж/кг .

Удельное теплосодержание влажного воздуха равно сумме удельных теплосодержаний сухого воздуха и содержащегося в нем водяного пара. Оно определяется по формуле (кДж/кг):

d (2491 + 1,926t ) .

I = 1,084t + Приведенные выше понятия — относительная и абсолютная влажность воздуха — по своему значению принципиально различны .

Относительная влажность воздуха имеет большое гигиеническое значение и, наоборот, с точки зрения теплотехнических расчетов относительная влажность воздуха значения не имеет .

Абсолютная влажность воздуха (в килограммах на кубометр сухого воздуха) или его влагосодержание (в килограммах или граммах на килограмм сухого воздуха) сами по себе без учета температуры на организм человека не действуют. При теплотехнических же расчетах, связанных с кондиционированием воздуха, эти параметры имеют первостепенное значение .

Для уяснения сказанного следует учитывать, что высокая относительная влажность может соответствовать низкому влагосодержанию и наоборот .

Например, при =100 % и t =5 °С влагосодержание d = 5,4 г/кг, при = 70 % и t = 20 °С d = 10,5 г/кг, при = 40 % и t = 35 °С d = 14,8 г/кг .

Соотношение основных параметров влажного воздуха — температуры, относительной влажности, влагосодержания, удельного теплосодержания — можно определять по специальным таблицам или по диаграмме I—d влажного воздуха, впервые предложенной профессором. Л. К. Рамзиным (I—d-диаграмма приведена на рис 1.28) .

Эта диаграмма представляет собой графическую интерпретацию уравнения энтальпии влажного воздуха. Она выражает в графическом виде связь основных параметров влажного воздуха (,, pп, d, I) .

Рис. 1.28. I—d-диаграмма влажного воздуха при давлении 105 Па

Диаграмма составляется для давления воздуха Р = 750 мм рт. cт.= = 105 Па или для давлений 760 и 745 мм рт. ст. Такие относительно небольшие различия барометрического давления мало влияют; в технических расчетах можно допустить применение I—d-диаграмм, построенных при любом из указанных значений давления .

I—d-диаграмма построена в косоугольной системе координат. Вертикальная ось ординат, на которой отложены значения энтальпий I, проходит под углом 135° к оси абсцисс со значениями влагосодержаний d. Для удобства отсчета влагосодержаний ось абсцисс на диаграмму не наносится, а вместо нее через начало координат проводится вспомогательная горизонтальная линия, на которой откладываются значения влагосодержаний. Вертикали, проведенные через полученные точки, представляют линии постоянного влагосодержания d = const. На оси ординат вверх и вниз, от точки О, соответствующей .

I = 0 и d = 0, отложены значения энтальпии и проведены линии I = const параллельно оси абсцисс, т.е. под углом 135° к вертикали .

На полученной сетке из параллелограммов строятся прямые линии изотерм (t = const) и кривые линии постоянной относительной влажности ( = const). Нижняя кривая = 100 % характеризует состояние насыщенного воздуха (кривая насыщения) .

На I—d -диаграмму наносятся также значения парциальных давлений водяного пара Рп .

Точка на I—d диаграмме обозначает вполне определенное состояние воздуха, положение точки определяет его параметры: температуру, относительную влажность, влагосодержание, энтальпию, парциальное давление. Прямая линия, соединяющая любые две точки, соответствует некоторому термодинамическому процессу перехода из одного состояния в другое. Если параметры начального и конечного состояния воздуха соответственно d0 и I0, d и I, то отношение

–  –  –

Рассмотрим некоторые характерные точки на I—d-диаграмме (рис. 1.29). Если из произвольной точки А провести луч АБ по вертикали (d = const), то процесс будет характеризовать нагревание воздуха без изменения его влагосодержания. Если провести луч АВ до пересечения с кривой насыщения, то этот луч будет представлять процесс охлаждения, а точка В — точку росы (соответствующая ей температура tр — температура точки росы). Если воздух в состоянии, определяемом точкой A, увлажнять без подвода или отвода тепла, то процесс, характеризующийся линией АГ, будет происходить без изменения энтальпии (I = const). Точка Г на пересечении этой линии с кривой насыщения называется точкой мокрого термометра, а соответствующая ей температура tм — температурой мокрого термометра (температура влажного воздуха в процессе адиабатического увлажнения при условии полного насыщения) .

Зная температуры по мокрому и сухому термометрам, можно определить относительную влажность воздуха, что используется в психро-метрических методах определения этой величины .

При изотермическом насыщении воздуха водяными парами (I = const) его состояние при полном насыщении определится пересечением изотермы, проведенной из точки А до пересечения с пограничной кривой в точке Д, называемой точкой изотермического увлажнения воздуха. В процессе, определяемом линией АД, влагосодержание и энтальпия увеличиваются .

При кондиционировании воздуха происходят более сложные процессы, чем рассмотренные при постоянных значениях d, I, t. По линии АЕ происходит охлаждение и осушка, а по AЖ — нагревание и увлажнение воздуха. В различных случаях изменения состояния воздуха угловой коэффициент может изменяться от + до – .

Если влажный воздух отдает тепло и влагу (I I0; d d0), то это соответствует процессу охлаждения и одновременной осушки воздуха .

Угловой коэффициент в этом случае представляется в следующем виде;

I I0 I = 1000 = 1000 0 .

d d0 d

В случае отдачи тепла при неизменном влагосодержании процесс характеризуется лучом, параллельным линии d = const, и направлен вниз:

I I0 I = 1000 = 1000 = .

d d0 0 Рис. 1.29. Некоторые характерные точки и процессы на I—d-диаграмме Если влажный воздух получает влагу при неизменной энтальпии (адиабатический процесс), то луч процесса направлен по линии I = const и, следовательно, угловой коэффициент

–  –  –

В случае нагревания влажного воздуха при неизменном влагосодержании процесс будет характеризоваться лучом, параллельным линии d = const и направленным вверх:

–  –  –

При кондиционировании воздуха в пассажирских вагонах происходит смешивание двух потоков влажного воздуха, наружного и рециркуляционного (из помещения вагона) с последующим охлаждением смеси. Параметры смеси могут быть определены аналитически или по I—d-диаграмме. Если смешивается m1 кг воздуха с параметрами t1 d1, I1 с m2 кг воздуха с параметрами t2, d2, I2. то параметры смеси, имеющей массу т = т1 + т2, могут быть рассчитаны по балансу тепла и влаги.

Влагосодержание, температура и энтальпия будут соответственно:

–  –  –

Если смешивается масса воздуха т1 с параметрами, определяемыми на I—d-диаграмме точкой 3 (рис. 1.29), и масса воздуха тг с параметрами, определяемыми на I—d-диаграмме точкой И, то параметры смеси представляются точкой К, расположенной на отрезке прямой ЗИ, причем должно выполняться отношение ЗК/КИ = m2/m1, т.е. точка К делит линию ЗИ на отрезки, обратно пропорциональные массам составных частей .

Для определения всех параметров влажного воздуха по I—d-диаграмме достаточно знать только два параметра .

I—d-диаграмма широко применяется для расчета процессов изменения температурно-влажностного состояния воздуха в системе кондиционирования воздуха пассажирского вагона .

Для освоения I—d-диаграммы влажного воздуха рассмотрим решения следующих задач:

1. Определить относительную влажность воздуха по температурам сухого термометра t –27 °С и мокрого термометра психрометра Ассмана tм = 18 °С .

Находим на левой кромке диаграммы температуру 18 °С. Далее находим точку пересечения изотермы 18 °С с кривой насыщения (точка А’) и из этой точки параллельно наклонным штриховым линиям проводим прямую до пересечения с изотермой 27 °С (точка А). Относительная влажность воздуха определяется положением точки А, которая находится немного выше кривой = 40 %. По масштабу с учетом его нелинейности (расстояние между = 30 % и = 31 % больше, чем между = 39 % и = 40 %) примерно определяем искомое значение А = 39 % .

2. Определить точку росы, т.е. температуру, при которой из охлаждаемого воздуха с начальной температурой 30 °С и относительной влажностью 40 % начнет выпадать влага .

Находим на диаграмме точку, отвечающую указанным значениям, соединяем эту точку линией влагосодержания с кривой насыщения и по изотермам находим искомую температуру, которая в данном случае составляет 15,3 °С .

В этом примере вследствие его простоты на диаграмме не отмечены линии построения и сама точка .

3. Найти теплосодержание и влагосодержание воздуха, имеющего температуру 25 °С и относительную влажность 70 % .

На пересечении изотермы t = 25 °С и кривой относительной влажности = 70 % отмечаем точку Б, которая лежит между линиями теплосодержаний 60 и 65 (ближе к 60) кДж/кг. По масштабу определяем теплосодержание i = 62,7 кДж/кг. Проведя из точки Б линию, параллельную линиям влагосодержаний, до нижней кромки диаграммы, таким же образом по масштабу найдем влагосодержание d = 14,3 г/кг .

Из приведенных примеров легко уяснить, что, зная два любых параметра влажного воздуха, можно по I—d-диаграмме установить все остальные .

I—d-диаграмма дает возможность не только определять параметры воздуха, но может быть использована и для графических расчетов процессов температурно-влажностного изменения его состояния. В частности, при помощи этой диаграммы можно определять параметры смеси различных количеств воздуха, имеющих разные параметры, что часто приходится делать при расчетах установок кондиционирования воздуха .

Предположим, необходимо определить температуру, удельные влагосодержание, теплосодержание и относительную влажность смеси воздуха, состоящей из одной части с массой G1 = 500 кг, температурой t1 = 40 °С и относительной влажностью = 30 % и другой части с массой G2 – 1100 кг. температурой t2= 26 °С и относительной влажностью 2 = 70 % .

Графическое решение задачи выполняется просто: находим на диаграмме точки В и Г, отвечающие параметрам соответственно первой и второй составляющих, соединяем их прямой, откладываем на этой прямой отрезки обратно пропорционально массам (или долям) составляющих и находим точку Д, по которой определяем указанными выше способами искомые параметры смеси tсм = 30,4 °С, dсм = – 14,85 г/кг, Iсм = 68,7 кДж/кг и см = 53%. Искомая точка Д смеси всегда расположена ближе к точке той из составляющих, масса которой больше .

Расчетное решение этой же задачи значительно сложнее:

–  –  –

Для расчета dсм и Iсм необходимо предварительно по таблицам или по I—d-диаграмме определить значения Iи d составляющих частей воздуха (которыми при графическом решении мы даже не интересовались):

–  –  –

лов льда и соли (криогидрата). Увеличение концентрации соли выше криогидратного содержания приводит к повышению температуры замерзания рассола (правые ветви кривых на рис. 1.30). При этом будут выделяться кристаллы соли. При замерзании рассола с концентрацией ниже криогидратной точки происходит выделение водного льда .

Криогидратная точка для водного раствора NaCl характеризуется температурой — 21,2 °С и содержанием 29 % (по массе) соли в воде, для растворов СаСl2 и MgСl2 — соответственно –55 °С и 42,7 %,

–33,6 °С и 27,6 % .

С увеличением концентрации возрастает плотность рассола и снижается его теплоемкость, что приводит к увеличению затрат энергии на циркуляцию в охлаждающей системе. Поэтому при выборе концентрации ограничиваются областью ненасыщенного раствора, лежащей над кривой выделения кристаллов льда .

Раствор хлористого кальция применяют для создания температур до –50 °С, раствор поваренной соли — до –15 °С. Рассолы вызывают усиленную коррозию металла. Разъедающее действие рассолов снижают путем добавления специальных веществ — пассиваторов или ингибиторов (бихромат натрия, едкий натр). Их добавляют, соблюдая правила обращения с едкими веществами, до получения слабощелочной реакции рассола (проверяется фенолфталеином). Плотность раствора определяют при помощи ареометра или взвешиванием 1 л рассола .

Для увеличения срока службы охлаждающих приборов в качестве хладоносителей применяют и менее коррозионно-активные вещества, например водный раствор этиленгликоля (антифриза), температура замерзания которого в зависимости от концентрации приведена ниже .

Содержание этиленгликоля, % 30 40 50 60 70 Температура замерзания,°С -16 -25,5 -37,2 -51 -67,2 Наряду с интенсивной коррозией рассольным системам свойствен еще один большой недостаток, связанный с необходимостью работы при пониженных температурах кипения, а следовательно, с большей затратой энергии. Поэтому применение установок с промежуточным теплоносителем в каждом конкретном случае должно быть подтверждено технологической необходимостью или соображениями безопасности .

ГЛАВА 2. КОНСТРУКЦИЯ ХОЛОДИЛЬНЫХ МАШИН

–  –  –

2.1.1. Классификация поршневых компрессоров

Поршневые компрессоры холодильных машин классифицируют:

по виду сжимаемого хладагента — хладоновые, аммиачные, углекислотные и т.д., а также универсальные, рассчитанные на работу с рядом различных хладагентов, чаще всего с хладоном и аммиаком; у отечественных компрессоров унифицированного ряда вид хладагента отражает первая буква условного обозначения: Ф — хладоны, А —аммиак;

по числу ступеней повышения давления (ступеней сжатия) — одно- и многоступенчатые (обычно двухступенчатые); в многоступенчатых конструкциях цилиндры всех ступеней компонуют в общем блоке или на общей раме;

по схеме преобразования вращения вала в возвратно-поступательное движение поршня — бескрейцкопфные (с кинематической схемой коленчатый вал-шатун — поршень) и крейцкопфные, когда движение от шатуна к поршню передается через ползун (крейцкопф) и шток;

по характеру движения хладагента в цилиндре — непрямоточные, в которых хладагент в цилиндре меняет направление движения, а неподвижные клапаны размещают в головке цилиндра, и прямоточные с неизменяемым направлением движения хладагента, когда один из клапанов, установленный в днище поршня, движется вместе с ним;

по числу цилиндров — одно-, двух- и многоцилиндровые (обычно число цилиндров не превышает восьми);

по расположению иилиндров — вертикальные, угловые (V- и веерообразные), оппозитные; характер расположения и число цилиндров в угловых компрессорах унифицированного ряда отражают второй буквой условного обозначения соответственно для двух-, четырех- и восьмицилиндровых компрессоров В, У и УУ;

по степени герметизации — сальниковые, приводимые в действие выносным двигателем; бессальниковые с встроенным электродвигателем и герметичные, заключенные вместе с двигателем в герметичный кожух; в условное обозначение бессальниковых и герметичных компрессоров унифицированного ряда вводят буквенный индекс БС или Г;

по способу охлаждения цилиндров — с воздушным или водяным охлаждением;

по холодопроизводительности (холодильной мощности) поршневые компрессоры классифицируют так же, как и холодильные машины, — малой (менее 12 кВт), средней (от 12 до 120 кВт) и большой (свыше 120 кВт) мощности; величину холодопроизводительности компрессоров унифицированного ряда в Мкал/ч при стандартных температурах кипения и конденсации (-15, +30 °С) указывают в числовом индексе условного обозначения компрессора;

по числу полостей цилиндра — простого и двойного действия. В компрессорах простого действия сжатие паров происходит только с одной стороны движущегося поршня; в компрессорах двойного действия при каждом ходе поршня с одной его стороны происходит всасывание, с другой — нагнетание; по виду привода — с тепловым (от двигателя внутреннего сгорания), турбинным и электрическим приводом;

по типу привода — непосредственно от электродвигателя; с внешним приводом — через муфту (от электрических и тепловых двигателей); через клиноременную передачу;

по месту установки — стационарные и транспортные;

по частоте вращения вала— тихоходные (до 500 об/мин) и быстроходные (более 500 об/мин) .

Существуют и дополнительные конструктивные признаки классификации (по виду рамы, картера, способам охлаждения и смазки компрессора, степени автоматизации и т.п.) .

Мелкие и малые поршневые фреоновые компрессоры герметичные, бессальниковые и сальниковые широко применяются в автоматизированных агрегатах на предприятиях торговли и общественного питания. На транспорте используются в холодильниках вагонов-ресторанов и индивидуальных кондиционерах .

Компрессоры средней производительности выполняются преимущественно сальниковыми, прямоточными и непрямоточными, с вертикальным и угловым расположением цилиндров. Как правило, они часть агрегатированных и унифицированных машин. В качестве хладагентов используются хладон R12, фреон R22 и аммиак .

Крупные поршневые компрессоры работают в основном на аммиаке, однако имеются машины, использующие фреоны. Все такие компрессоры изготавливаются сальниковыми, бескрейцкопфными, простого действия или крейцкопфными двойного действия. Бескрейцкопфные — прямоточные с вертикальным и угловым расположением цилиндров, крейцкопфные — непрямоточные с горизонтальным расположением цилиндров по обе стороны вала .

Эти агрегаты применяются в стационарных установках химической, нефтегазовой и пищевой промышленности .

В России серийно выпускаются следующие типы поршневых компрессоров одно- и двухступенчатого сжатия холодопроизводительностью не менее 5,2 кВт:

ФВБС — фреоновый, вертикальный, одноступенчатый, бескрейцкопфный, бессальниковый;

ФУБС — то же с V-образным расположением цилиндров;

ФУУБС — то же с веерообразным расположением цилиндров;

ФВ — фреоновый, вертикальный, одноступенчатый, бескрейцкопфный, с внешним приводом;

ФУ — то же с V-образным расположением цилиндров;

ФУУ — то же с веерообразным расположением цилиндров;

АВ — фреоновый и аммиачный, вертикальный, одноступенчатый, бескрейцкопфный;

АУ— то же с V-образным расположением цилиндров;

АУУ —то же с веерообразным расположением цилиндров .

Для современных поршневых компрессоров характерны следующие особенности:

снижение габаритных размеров и массы благодаря повышению частоты вращения коленчатого вала до 1500—3000 об/мин;

плавное регулирование производительности;

применение непрямоточной схемы газораспределения для возможности использования встроенных устройств регулирования производительности и облегчения шатунно-поршневой группы;

повышение допустимой степени сжатия и разности давлений на поршень;

универсальность по отношению к хладагентам; расширение номенклатуры устройств, обеспечивающих автоматическую работу .

Надежность компрессора — это вероятность его безотказной работы в течение заданного времени, а также моторесурс до ремонта .

Отказ — это нарушение работоспособности узла (детали) .

Для большинства компрессоров, работающих в стационарных условиях, моторесурс до среднего ремонта составляет 8—18 тыс. ч, а между капитальными ремонтами — 27—30 тыс. ч. При этом должна обеспечиваться наработка на отказ не менее 2—4 тыс. ч для бессальниковых фреоновых компрессоров и не менее 1—1,8 тыс. ч для сальниковых аммиачных. У транспортных холодильных установок эти показатели значительно ниже, что в основном объясняется спецификой работы (удары, вибрации, температурно-влажностные факторы и др.) .

Компрессоры транспортных установок разработаны на базе существующих стационарных аналогов с учетом специфических условий эксплуатации, размещения на подвижном составе и особенностей технического обслуживания. Используются как одноступенчатые, так и многоступенчатые компрессоры. К транспортным компрессорам предъявляются следующие требования:

высокая надежность и долговечность в различных условиях эксплуатации;

простота и компактность конструкции;

простота обслуживания, регулировок и ремонта;

возможность применения агрегатного метода ремонта;

устойчивость к ударным нагрузкам и повышенным ускорениям (вибротряскоустойчивое исполнение);

высокие удельные мощностные и энергетические показатели (по отношению к массе, габаритным размерам установки и потребляемой мощности);

низкая стоимость (включая стоимость изготовления, монтажа, ремонта, обслуживания, снабжения запасными частями);

широкая стандартизация и унификация агрегатов, узлов и деталей;

быстрый и безотказный пуск во всех климатических зонах России (при малом времени выхода на номинальные рабочие режимы);

возможность применения средств технической диагностики .

Могут предъявляться и дополнительные требования: возможность работы на смесях фреонов без дозаправки холодильной установки хладагентом в течение определенного срока эксплуатации и др .

Важным требованием является сохранение исправности и работоспособности энергохолодильного оборудования после соударения вагонов со скоростью набегания до 3 м/с (~105 км/ч) При этом допускается лишь кратковременное отключение агрегатов с последующим автоматическим восстановлением нормального режима работы .

Надежность холодильного компрессора подвижного состава обеспечивается совершенством конструкции; качеством и точностью обработки, сборки и регулировки деталей; своевременностью проведения технического обслуживания и профилактических работ .

2.1.2. Конструкция компрессоров Поршневые компрессоры холодильных машин малой и средней холодопроизводительности в большинстве случаев выполняют блок-картерными. Конструктивную основу таких компрессоров составляет фасонная отливка (блок-картер) из чугуна или алюминиевых сплавов. В расточки блока запрессовывают тонкостенные втулки-гильзы цилиндров, отлитые из чугуна. Головки (крышки цилиндров) литые; они закрывают цилиндр или группу цилиндров и закрепляют клапанные плиты (обычно с помощью буферной пружины). В компрессорах предусмотрено водяное охлаждение цилиндров и их головок. Для этого в блоке выполняют охлаждающие полости (рубашки). В компрессорах с воздушным охлаждением поверхность блока в верхней части, а также головки обычно выполняют с наружным оребрением .

Подшипниковые узлы и сальники компрессора, размещенные в блок-картере, закрывают крышками. В компрессорах бессальниковой конструкции торцевую расточку блока со стороны приводного электродвигателя также закрывают глухой крышкой .

Поршни компрессоров непрямоточного типа тронковые из чугуна или алюминиевых сплавов. На поршне установлены компрессионные и маслосъемные кольца. При этом маслосъемное кольцо обычно располагают над поршневым пальцем, обеспечивая подачу смазки пальцу. Число уплотнительных колец в холодильных компрессорах выбирают в зависимости от частоты вращения вала. При n = (700 1000) мин -1 обычно устанавливают три кольца, при более высокой частоте — два .

Уплотнительные кольца чугунные, в компрессорах повышенной мощности из неметаллических материалов (обычно из фторопласта), что способствует снижению износа зеркала цилиндра и уменьшению потерь трения. Упругость колец из неметаллических материалов обеспечивают эспандером (плоской пружиной), подкладываемой под кольцо. Маслосъемные кольца клиновидные или с кольцевой канавкой, которую отверстиями соединяют с просверленными в поршне каналами для отвода масла в картер .

Поршни компрессоров прямоточного типа сложной конфигурации. В днище такого поршня устанавливают всасывающий клапан;

в верхнем поясе наружной поверхности размещены уплотнительные кольца (обычно два-три); средняя часть образует окна для прохода хладагента, всасываемого в цилиндр, в нижнем поясе располагают поршневой палец, а под ним — маслосъемное кольцо .

Шатуны поршневых холодильных компрессоров изготавливают из кованого или штампованного чугуна; верхняя головка шатуна неразъемная, а нижняя имеет прямой или косой разъем .

В многоцилиндровых конструкциях двухколенные валы выполняют двухопорными; их устанавливают в подшипниках скольжения или качения. К шатунной шейке такого вала присоединяют до четырех шатунов. Выходную часть вала в компрессорах с внешним приводом тщательно уплотняют для предотвращения утечки хладагента. Обычно уплотнение выполняют кольцевыми пружинными или сильфонными сальниками. Наибольшее распространение имеют одно- или двусторонние кольцевые пружинные сальники с неподвижными металлографитовыми кольцами, уплотненными резиновыми или фторопластовыми втулками, устойчивыми против воздействия хладагента и масла. Для дополнительного уплотнения вала и охлаждения трущихся частей в сальниковую камеру подают масло из системы смазки .

Система смазки поршневых холодильных компрессоров малой и средней холодопроизводительности комбинированная: часть поверхностей трения обеспечивают подачей масла под давлением, создаваемым масляным насосом, часть — разбрызгиванием, т.е. масляным туманом, оседающим на поверхностях трения. В качестве насосов в большинстве случаев используют шестеренчатые с непосредственным приводом от вала компрессора или от вспомогательного вала, связанного с коленчатым шестеренным приводом. От насоса масло под давлением поступает к коренным шейкам, а далее по каналам в теле коленчатого вала к шатунным. Очищается масло в фильтре грубой очистки на входе в насос и тонкой очистки на выходе из него. Иногда на входе в фильтр грубой очистки устанавливают магнитный фильтр .

Таблица 2.1 Физико-механические свойства масел для компрессоров транспортных холодильных установок Марка масла Показатели ХА ХА-23 ХА-30 ХФ12-18 ХФ22-24 ХФ22с-16 Вязкость кинематическая при температуре 50 °С, мм2/с 11,5-14,5 22-24 28-32 18 24,5-28,4 16 Температура вспышки .

°С, не ниже Температура застывания, °С, не выше -40 -38 -38 -40 -55 -58 Кислотное число, мг КОН на 1 г масла, не более 0,10 0,07 0,07 0,03 0,05 0,35 Зольность, %, не более 0,010 0,005 0.005 – – – На нагнетательной линии насоса размещают перепускной клапан, который позволяет направлять масло в обход фильтра при недопустимом повышении давления из-за загрязнения фильтра .

Для смазки холодильных поршневых компрессоров используют минеральные или синтетические масла марки X (вторая буква в условном обозначении масла относится к хладагенту, на котором работает компрессор: А — аммиак; Ф12 — R12 и Ф22 — R22). Физико-механические свойства масел для компрессоров транспортных холодильных устовок приведены в табл. 2.1 .

Ведутся работы по созданию поршневых компрессоров малой и средней холодопроизводительности без смазки цилиндров. Уплотнительные и специальные направляющие поршневые кольца таких компрессоров выполняют из полимерных композиционных материалов; шатунные подшипники изготавливают из антифрикционных самосмазывающих материалов с графитно-полимерной основой .

Наиболее ответственный элемент поршневого компрессора, определяющий надежность и экономичность его работы — клапаны, конструктивно состоящие из седла, замыкающего элемента и ограничителя подъема.

К клапанам предъявляют следующие требования:

минимальные потери давления при минимальных габаритных размерах и мертвых объемах, максимальная плотность и долговечность .

–  –  –

В компрессорах малой и средней холодопроизводительности используют кольцевые и полосовые клапаны. В кольцевых замыкающий элемент выполнен в виде кольцевой пластины толщиной от 0,5 до 1,5 мм. Пластина прижимается к седлу цилиндрическими пружинами, в полосовых — в виде тонких пластин, свободно лежащих на седле. Высоту подъема замыкающего элемента устанавливают в зависимости от частоты вращения вала компрессора. Оптимальные значения высоты подъема приведены в табл. 2.2 .

В непрямоточных компрессорах малой, а иногда и средней холодопроизводительности всасывающие и нагнетательные клапаны одного цилиндра часто размещают на общей клапанной плите, что существенно упрощает установку и замену клапанов. Однако такая конструктивная компоновка приводит к интенсивному теплообмену между полостями всасывания и нагнетания, а следовательно, к ухудшению объемных и энергетических показателей компрессора .

2.1.3. Винтовые и роторные холодильные компрессоры Несмотря на широкое использование в холодильных машинах компрессоров поршневого типа, последние при достаточно высоком уровне объемных, энергетических и конструктивных показателей имеют существенные недостатки, препятствующие теплотехническому и эксплуатационному совершенствованию паровых холодильных машин, повышению их надежности. Основные недостатки поршневых компрессоров: необходимость преобразования вращательного движения вала в возвратно-поступательное движение поршней и связанные с этим сложности: уравновешивание конструкции, использование жестких и массивных рамных элементов, наличие изнашиваемых элементов; неравномерность подачи, обусловливающую наличие таких малонадежных элементов, как клапаны; возможность гидравлического удара, усложняющего работу компрессора на двухфазных средах .

Отмеченные недостатки поршневых конструкций в значительной степени преодолеваются в таких компрессорных машинах объемного сжатия, как винтовые и роторные .

Винтовые компрессоры — это машины, работа которых обеспечивается постоянным направленным вращательно-поступательным движением газа (пара) в пространстве, образуемом винтовыми выступами-зубьями и впадинами роторов (винтов). В винтовом компрессоре сжатие происходит в криволинейном цилиндре, из которого газ вытесняется криволинейным поршнем. Роль цилиндров в такой машине играют впадины между зубьями каждого ротора, роль поршней — сами зубья .

Конструктивная схема двухроторного винтового компрессора приведена на рис. 2.1. Ведущий и ведомый роторы (винты) такого компрессора устанавливают в опорных подшипниках скольжения или качения, один из которых играет роль опорно-упорного. В ряде конструкций для восприятия осевых нагрузок на ведущем роторе

Рис. 2.1. Конструктивная схема двухроторного винтового компрессора:

1 — ведущий ротор; 2 — ведомый ротор размещают разгрузочный поршень. Винты роторов представляют собой косозубые крупномодульные шестерни с постоянным осевым шагом с зубьями определенного профиля. Для изготовления винтов необходимы специальный инструмент и оборудование .

В винтовом компрессоре рабочий процесс (чередование всасывания, переноса рабочего тела, сжатия и нагнетания) имеет циклический характер, частота которого зависит от частоты вращения ротора и числа его зубьев (впадин) .

При вращении роторов зуб ведущего ротора входит во впадину ведомого и уменьшает ее объем. Процесс сжатия начинается с момента отсечки впадины от полости всасывания и заканчивается при достижении впадиной окна нагнетания. Отношение полного объема парной полости (сумма объемов, образованных поверхностями между зубьями и впадинами обоих роторов) в начале сжатия (в конце всасывания) к объему этой полости в конце сжатия, называемое геометрической степенью сжатия, определяет так называемую внутреннюю степень повышения давления винтового компрессора .

В каждом винтовом компрессоре геометрическая степень сжатия и, следовательно, внутренняя степень повышения давления, определяются геометрией зацепления роторов и расположением всасывающего и нагнетательного окон, т.е. параметров, заложенных в конструкцию компрессора. Чтобы предотвратить перетекание газа из полости сжатия и нагнетания в полость всасывания, зубья роторов профилируют так, чтобы между ними обеспечивалась неразрывная линия контакта. Зубья на длине ротора не образуют полного витка;

окна всасывания и нагнетания расположены по диагонали .

Винтовые компрессоры выполняют в трех конструктивных вариантах; сухого и мокрого сжатия, а также маслозаполненными .

В компрессорах сухого сжатия между поверхностями роторов и корпусом с помощью синхронизирующих шестерен связи, монтируемых на консольных концах роторов, выдерживают гарантированный зазор. В такой конструкции шестерни связи, помимо обеспечения зазора, осуществляют передачу вращающего момента приводного двигателя от ведущего ротора к ведомому. Преимущество машины сухого сжатия — отсутствие загрязнения сжимаемого хладагента маслом; недостаток — невозможность получения высокой степени повышения давления. Последняя в ступени винтового компрессора сухого сжатия обычно не превышает четырех .

Компрессоры мокрого сжатия работают с впрыском в рабочую полость некоторого количества жидкости для снижения температуры сжимаемого хладагента, что способствует реализации более высоких значений степени повышения давления и приближает процесс сжатия к изотермическому .

В маслозаполненных компрессорах, получивших преимущественное применение в холодильной технике, в полость ведомого ротора, находящегося в соприкосновении с ведущим, под давлением от насоса системы смазки непрерывно подается масло. Это масло смазывает поверхность контакта роторов, обеспечивая их кинематическую связь, создает уплотнение зазоров, препятствуя перетечкам хладагента, а также охлаждает его. Степень повышения давления, реализуемая в одной ступени маслозаполненного компрессора, может доходить до 12—16. В технологическую схему машины включают также маслоотделитель и маслоохладитель .

Основные преимущества винтовых компрессоров по сравнению с поршневыми обусловлены отсутствием деталей с возвратно-поступательным движением. Это предопределяет быстроходность машин, практически непрерывную подачу, рациональные удельные показатели по габаритным размерам и массе, высокую надежность и большой срок службы, который для маслозаполненных компрессоров обычно превышает 40 000 ч. Винтовые компрессоры не требуют значительных капитальных затрат и эксплуатационных расходов, отнесенных к единице холодопроизводительности. Существенные недостатки винтовых компрессоров: неизменная геометрическая степень сжатия, что лишает их саморегулирования по давлению внутреннего сжатия; значительное обратное перетекание хладагента в машинах малой производительности, что снижает энергетическую эффективность винтовых компрессоров по сравнению с поршневыми одинаковой производительности .

Для отечественных холодильных машин изготовливают маслозаполненные компрессоры с винтами типоразмерного ряда; наружный диаметр роторов таких машин от 50 мм, число зубьев (впадин) ведущего винта 4, ведомого 6, синхронная частота вращения ведущего ротора 50 с-1 (3000 мин-1). Преимущества маслозаполненных винтовых компрессоров перед поршневыми при работе на аммиаке, R12 и R22 существенно проявляются при холодопроизводительности от 50 кВт .

На объемные и энергетические характеристики маслозаполненных компрессоров влияют: температура всасываемых паров хладагента; давления на всасывании и нагнетании, а также их разность;

степень повышения давления; частота вращения роторов; температура; относительное количество и качество масла, подаваемого в компрессор. При одноступенчатом повышении давления в качестве предельных параметров рекомендуют: минимальное давление всасывания 5 кПа, минимальную температуру всасывания –40 °С, максимальное давление нагнетания 2,1 МПа и максимальную разность давлений 1,7 МПа, максимальную степень повышения давления 17, максимальную температуру хладагента на нагнетании 90 °С, температуру масла на всасывании в компрессор 30—50 °С .

Теоретическая объемная производительность винтового компрессора, определяемая его геометрическими и кинематическими параметрами, может быть рассчитана по формуле:

VT = w0 z1n1 = w0 z1u1 / D1, (2.1)

где w0 — полный объем парной полости, м3; z1 — число зубьев ведущего винта; n1 —частота вращения ведущего винта, с -1; D1 — наружный диаметр ведущего винта; u1 — окружная скорость на наружном диаметре ведущего винта, м/с .

Действительная производительность отличается от теоретической в основном из-за: утечек хладагента через зазоры и его подогрева на всасывании; гидравлического сопротивления на всасывании, центробежных сил, действующих на хладагент; поступления масла в полость всасывания и выделения хладагента из масла. Воздействие перечисленных факторов отражает коэффициент подачи .

При постоянном значении зазоров в проточной части компрессора коэффициент подачи повышается с уменьшением длины винтов, степени повышения давления и разности давлений на нагнетании и всасывании. Кроме того, коэффициент подачи растет с увеличением окружной скорости и уменьшением количества масла, а также при переходе на работу с хладагентом, имеющим небольшое значение газовой постоянной. Аналитическое определение коэффициента подачи маслозаполненного винтового компрессора представляет значительные трудности, поэтому в расчетах используют экспериментальные данные .

В маслозаполненном компрессоре с помощью золотниковой системы удается реализовать плавный и наиболее экономичный способ регулирования производительности в широком ее диапазоне .

Принцип действия золотниковой системы состоит в перепуске паров хладагента из рабочих полостей компрессора в камеру всасывания при перемещении золотника вдоль оси винтов в сторону окна нагнетания. Такие меры фактически изменяют рабочую длину винтов, следовательно, производительность компрессора. Они позволяют разгрузить компрессор при пуске постановкой золотника на минимум производительности, что одновременно максимально снижает потребляемую мощность. Золотниковая система обеспечивает эффективное регулирование производительности вплоть до 15 % ее расчетной величины .

Внутреннюю мощность маслозаполненного компрессора рассчитывают по затрате энергии на сжатие и нагнетание паров хладагента (индикаторная мощность), а также на преодоление трения роторов о паромасляную смесь и подачу масла в рабочую полость. Аналитическое определение индикаторной мощности ведут по показателю политропы сжатия смеси хладагента с маслом. Среднее значение показателя политропы для компрессоров, работающих на хладонах в диапазоне степени повышения давления 4—14, составляет порядка 1,1 .

Эффективную мощность определяют с учетом механических потерь (трение в подшипниках, уплотнениях, разгрузочном поршне), учитываемых механическим КПД. Значение последнего для маслозаполненных компрессоров в основном зависит от степени повышения давления хладагента и окружной скорости на наружном диаметре ведущего винта. В диапазоне степени повышения давления 6—12 механический КПД при оптимальном уровне окружной скорости составляет 0,92—0,86 .

Окружная скорость на наружном диаметре ведущего винта определяет не только значение механического КПД но и другие показатели работы. Основное влияние на оптимальный уровень окружной скорости оказывает степень повышения давления и тип хладагента. Обобщенные экспериментальные данные по оптимальному значению окружной скорости приведены на рис. 2.2. Верхние границы данных для соответствующего хладагента относятся к компрессорам малой производительности с относительно большими зазорами в проточной части, нижние — к крупным компрессорам с относительно малыми зазорами .

На объемные и энергетические показатели маслозапол- Рис. 2.2. Зависимость оптимальной окружненных компрессоров суще- ной скорости на наружном диаметре ведуственно влияют характеристи- щего винта от степени повышения давлеки и относительное количество ния хладагента в винтовом компрессоре масла, подаваемого в рабочую полость роторов. Основные требования к маслу — малая взаимная растворимость с хладагентом, слабое влияние температуры и концентрации хладагента на изменение вязкости. Для отечественных маслозаполненных винтовых компрессоров используют масло марки ХА-30 и более совершенное марок ХС-40, ХС-50, ХСН-40 .

Количество подаваемого масла определяют по условиям отвода теплоты, выделяемой при сжатии, исходя из предельно допустимой температуры хладагента в конце сжатия. Эта температура обычно не должна превышать 90 °С. Расход масла находят из уравнения теплового баланса; температура масла в компрессоре поддерживается в пределах 20—40 °С. Оптимальный удельный массовый расход масла, обеспечивающий максимальный уровень коэффициента подачи и относительного внутреннего КПД, зависит от степени повышения давления и типа хладагента. При степени повышения давления 12 удельный расход масла для компрессоров, работающих на R12 и R22, не превышает 1,5—2,0 кг на 1 кг хладагента, у аммиачных компрессоров расход в 3—5 раз больше .

Специфика рабочего процесса и конструкции винтовых компрессоров, (помимо отмеченных выше преимуществ перед поршневыми одинаковой холодопроизводительности) позволяет реализовать ряд схем, существенно повышающих эффективность холодильных машин. Так, при использовании маслозаполненных компрессоров с золотниковой системой регулирования значительный интерес представляет возможность дополнительного ввода хладагента при некотором промежуточном давлении в полость сжатия, когда последняя во время вращения роторов отсоединяется от полости всасывания. В холодильной машине с одноступенчатым винтовым компрессором такое мероприятие позволяет осуществить цикл двухступенчатого сжатия с промежуточным охлаждением (рис. 2.3) .

Винтовой компрессор ВК засасывает пары хладагента из испарителя и сжимает их до промежуточного давления Рт. В сечение по длине винтов, где достигается это давление, подают пары хладагента, прошедшего охладитель ПО (состояние, соответствующее точке 9) .

После смешения потоков (состояние точки 3) на оставшейся длине винтов реализуют вторую ступень повышения давления до требуемого уровня — до давления Рк, с которым пары поступают в конденсатор КС. После конденсатора основная часть потока жидкого хладагента поступает в охладитель, где охлаждается потоком, прошедшим вспомогательный дроссельный вентиль Дв (процесс 5—7), дросселируется в основном вентиле Д0 и поступает в испаритель .

Использование в холодильной машине винтового компрессора мокрого сжатия позволяет реализовать цикл с повышением давления паров хладагента по правой пограничной кривой. Подобный процесс обеспечивают впрыском в рабочую полость компрессора жидкого хладагента, поступающего из конденсатора. Количество впрыскиваемого хладагента определяют из условия поддержания при сжатии состояния сухого насыщенного пара. Для хладагента с Рис. 2.3. Схема холодильной машины двухступенчатого сжатия с одноступенчатым винтовым компрессором (а) и ее термодинамический цикл (б) существенным влиянием теплоты перегрева его паров на необратимые потери цикла (аммиак) сжатие по правой пограничной кривой позволяет на 10—12 % повысить энергетическую эффективность холодильной машины по сравнению с машиной эталонного цикла, оснащенной поршневым компрессором .

При небольшой производительности (до 30—40 м3/ч) определенные преимущества перед поршневыми и винтовыми компрессорами имеют роторно-поршневые машины вытеснительного типа с внутренним сжатием хладагента. Рабочий процесс такого компрессора проходит в изолированных друг от друга полостях — камерах изменяемого объема, образуемых внутренней поверхностью корпуса (охватывающая деталь) и наружной поверхностью ротора — вытеснителя, совершающего сложное планетарное движение — вращение вместе с валом и поворот относительно него. Подобную кинематику, в результате которой происходит изменение объема камер, обеспечивает эксцентриковый вал и зубчатая синхронизирующая передача внутреннего зацепления. При этом подвижная шестерня передачи, связанная с ротором, имеет внутренние зубья, а неподвижная, закрепленная в корпусе, — наружные .

Непрерывный контакт рабочих поверхностей корпуса и ротора при вращении вала достигают сочетанием их теоретических профилей. Исходный профиль выполняют по кривой, называемой трохоида, а сопряженный — по огибающей этой трохоиды (компрессоры такого типа называют трохоидными). При вращающемся роторе внутренней огибающей будет эпитрохоида. Камеры уплотняют радиальными торцевыми уплотнениями, которые устанавливают в вершинах ротора и прижимают к рабочей поверхности пружинными или пластинчатыми эспандерами. При эффективной системе уплотнения камер, от которой зависят объемные и энергетические показатели такого компрессора, в одной ступени повышения давления можно получить до 1 МПа .

Преимущества роторно-поршневых компрессоров подобного типа перед поршневыми состоят в отсутствии элементов с возвратно-поступательным движением, что позволяет обеспечить высокую быстроходность, следовательно, хорошие удельные показатели по массе и габаритным размерам. Конструкция, изготовление и техническое обслуживание роторно-поршневых машин проще, а долговечность выше, чем поршневых .

–  –  –

отечественных и зарубежных поршневых компрессоров. Так, при одинаковом «описываемом объеме» и частоте вращения вала 1440 мин-1 роторно-поршневой компрессор типа РПК 0,4 холодопроизводительностью 9,8 кВт в стандартных условиях работы на R12 (температуры всасывания, кипения и конденсации соответственно +20, – 15 и +30 °С) обеспечивает повышение удельной холодопроизводительности (холодильного коэффициента) на 8 % при существенно меньших габаритных размерах и массе (290 245 245 мм против 368 165 392 мм и 29,4 кг против 50,5 кг) .

2.2. Устройство поршневых хладоновых компрессоров На рефрижераторных секциях ZB-5 и АРВ применялись компрессоры типа V, замененные различными модификациями компрессора установки FAL-056/7. Отечественные рефрижераторные секции 5-БМЗ оснащены компрессорами 2ФУУБС18. Все перечисленные компрессоры работают на хладоне R12, поэтому их называют хладоновыми компрессорами .

2.2.1 Компрессор 2H2-56/7,5-105/7 В холодильном агрегате FAL-056/7 применяется полугерметичный компрессор со встроенным электродвигателем, двухступенчатого сжатия и автоматическим запорным вентилем .

–  –  –

Конструкция компрессора показана на рис. 2.5. Хладагент из воздухоохладителя всасывается компрессором, проходит через автоматический запорный вентиль во всасывающую полость картера, далее через всасывающие клапаны поступает в три цилиндра низкого давления, где сжимается и затем поступает в четвертый цилиндр высокого давления. После сжатия в цилиндре высокого давления горячий хладагент нагнетается из компрессора через автоматический запорный вентиль в конденсатор. Картер компрессора,

Рис. 2.5. Конструкция компрессора

корпус электродвигателя 7 и крышка 3 корпуса для снижения массы отлиты из газонепроницаемого алюминиевого сплава, который подвергнут диффузионному отжигу и искусственному старению .

Картер отлит за одно целое с блокам цилиндров .

В каждом блоке цилиндров имеются два цилиндра, в которые запрессованы гильзы 6. С одного торца картера крепится крышка 3, через которую обеспечивается доступ к кривошипно-шатунному механизму и маслонасосу 1, с фильтром 11, а с другого торца — корпус электродвигателя 7 .

На картере имеется смотровое стекло для контроля уровня масла, угловой вентиль для заправки маслом и две маслоспускные пробки 10. Внутри картера предусмотрены ребра жесткости .

Под картером расположены электронагревательные элементы 12 масляной ванны .

В корпусе 7 размещен трехфазный асинхронный электродвигатель 8. Статор запрессован в корпус электродвигателя 7, а ротор крепится на консольной части коленчатого вала 4 .

Кривошипно-шатунный механизм состоит из коленчатого вала, шатунно-поршневой группы 5, коренного 9 и опорного 2 подшипников с упорными шайбами .

Коленчатый вал штампованный, двухколенный, стальной. На переднем конце он имеет шейку для переднего опорного 2 втулочного подшипника и напрессованную стальную шестерню привода масляною насоса, а на заднем — две шейки под опорные втулки заднего коренного подшипника 9. На консольной части насажен на шпонке короткозамкнутый ротор электродвигателя 8. В средней части коленчатого вала имеются две шатунные шейки. Для подвода смазки к шатунным подшипникам в коленчатом валу просверлен канал .

Передний опорный 2 втулочный подшипник установлен в приливе со стороны передней крышки 3 картера. Задний коренной 9 подшипник коленчатого вала состоит из корпуса, отлитого из серого чугуна, в котором установлены две втулки комбинированных опорных подшипников. Корпус фланцев прикреплен к перегородке картера. Для восприятия осевых нагрузок служат два стальных закаленных упорных кольца, расположенных по торцам корпуса коренного подшипника. Втулки коренных подшипников комбинированные стальные, залитые свинцово-оловянистой бронзой .

Шатунно-поршневая группа показана на рис. 2.6 .

Шатун 7 стальной, штампованный, состоит из верхней головки, в которой размещен игольчатый подшипник 6, стержня двутаврового сечения и нижней разъемной головки с парой стальных вкладышей 8, залитых свинцово-оловянистой бронзой. От проворачивания и смещения вкладыши удерживаются штифтом. Нижняя крышка шатуна 9 прикреплена двумя шатунными болтами 11 с предохранительными пластинами 10. Момент затяжки шатунного болта 4,5 кг м. Игольчатый подшипник 6 установлен в верхнюю головку шатуна без сепаратора. Два установочных торцевых кольца предохраняют игольчатый подшипник от осевого смещения. В верхней головке шатуна имеются два отверстия для смазки игольчатого подшипника .

Поршень 3 отлит из алюминиевого сплава, непроходной, имеет два компрессионных кольца 1 прямоугольного сечения и одно маслосъемное кольцо 2 с браслетной пружиной. В бобышках поршня установлен полый стальной палец 5, который фиксируется стопорными кольцами 4 от осевых перемещений .

Рис. 2.6. Шатунно-поршневая группа

Кривошипно-шатунный механизм подвергается динамической балансировке, а шатуны — уравновешиванию .

Конструкция клапанов (рис. 2.7) цилиндров высокого и низкого давления одинакова за исключением отличия радиуса изгиба и стрелы прогиба синусоидальных пружин 2. Всасывающие и нагнетательные клапаны цилиндра высокого давления маркируют символом «Н», а низкого давления — «N» .

Всасывающий клапан с седлом скреплен четырьмя закерненными штифтами. Седло 3 и ограничитель подъема 4 имеют по всему кругу отверстия для прохода паров хладагента .

Фасонная гайка 5 нагнетательного клапана одновременно является нижней тарелью нажимной пружины .

Система смазки компрессора (рис. 2.8) комбинированная: часть трущихся деталей смазывается под давлением от смазочного насоса, а другая — разбрызгиванием. Насос 10 для смазывания расположен ниже уровня масла. Привод насоса осуществляется от шесРис. 2.7. Головка цилиндров: 1 — нажимная пружина; 2 — камера; 3 — кольцо;

4 — всасывающий клапан; 5 — прижимная поверхность терни коленчатого вала. Конструктивно шариковые клапаны обеспечивают неизменное направление подачи масла при различных направлениях вращения вала компрессора. Из ванны масло всасывается насосом 10 через колонки магнитного фильтра 7 и сетчатые шайбы всасывающего фильтра 6. Вихревое колесо 9, приводимое во вращение насосом и расположенное в масляной ванне, обеспечивает хорошее отделение хладагента от масла и позволяет в более короткое время создать в системе необходимое давление. Поступая от насоса 10, масло подается к коренным подшипникам 4 и 11 по двум каналам. По одному каналу через трубопровод 5 масло подается к заднему коренному подшипнику 4 коленчатого вала для смазки втулок и упорных колец. По другому каналу смазка подводится к переднему опорному подшипнику 11 коленчатого вала со стороны насоса 10 и к шатунным подшипникам 3 через отверстия в коленчатом валу. Через этот же канал подается смазка к измерительному трубопроводу давления смазки для управления автоматическим запорным вентилем и оттуда к манометру 12 давления масла .

Гильзы цилиндров 1, поршневые пальцы 2 и шестерня привода насоса 10 смазываются разбрызгиванием .

Рис. 2.8. Смазочная система компрессора

Необходимая разность давления масла в смазочной системе по отношению к давлению в картере компрессора должна составлять 0,25—0,45 МПа. При превышении этого давления редукционный клапан 8, установленный на насосе 10, перепускает лишнее масло в картер .

2.2.2. Автоматический запорный вентиль Автоматический запорный вентиль находится на компрессоре и жестко крепится к нему через фланцы к всасывающему и нагнетательному патрубкам. Он имеет два запорных клапана, по одному на стороне всасывания и на стороне нагнетания. Управление автоматическим запорным вентилем осуществляется давлением масла, поступающим по трубопроводу от смазывающего насоса компрессора .

Автоматический запорный вентиль выполняет следующие функции:

при неработающем компрессоре перекрывает систему циркуляции хладагента от компрессора, а нагнетательную и всасывающую полости компрессора сообщает между собой через байпасную линию;

во время пуска обеспечивает работу компрессера на байпасном режиме, тем самым снимается нагрузка с электромотора и трущихся деталей кривошипношатунного механизма, когда отсутствует смазка;

работу компрессора под нагрузкой обеспечивает только при достаточном давлении масла 0,1 МПа;

при работе компрессора, в случае падения давления масла ниже 0,1 МПа, в том числе из-за попадания в систему масла большого количества хладагента, закрывается и переводит работу компрессора на байпасный режим, пока не установится нормальное давление смазки. Только после этого автоматический вентиль открывается;

при остановке компрессора перекрывает его всасывающий и нагнетательный патрубки и этим самым отделяет его от системы циркуляции хладагента .

Автоматический запорный вентиль (рис. 2.9) состоит из блока управляющего механизма 10, к которому стяжными болтами 1 с одной стороны крепится кожух с всасывающим патрубком 18 и гидравлический цилиндр 15, а с другой стороны — кожух с нагнетательным патрубком 25. Кожуха с всасывающим и нагнетательным патрубками соединены между собой байпасным трубопроводом 5 .

Рис. 2.9. Автоматический запорный вентиль

Блок управляющего механизма 10 имеет два фланца 12 и 8 для крепления: один с нагнетательным трубопроводом, другой с всасывающим трубопроводом холодильной установки .

Блок имеет цилиндрическое отверстие, в котором размещены два поршня-клапана 13 и 7 на стороне всасывания и нагнетания. Поршни своим уплотняющим днищем прижимаются к седлам клапанов 20 и 24, вставленных соответственно во всасывающую и нагнетательную полости запорного вентиля. Поршень-клапан 13 со стороны всасывания имеет внутренний поршень управления 11 с вспомогательной пружиной 14, а в поршне-клапане 7 со стороны нагнетания размещается закрывающая пружина 6. В средней части блока размещен штуцер 23 для присоединения контрольного манометра .

Кожух с всасывающим патрубком 18 имеет байпасное дросселирующее отверстие, перекрываемое в определенный момент входящим в него толкателем 19. Поршень 16 гидравлического цилиндра 15 выполнен заодно с толкателем 19. К торцу цилиндра 15 прикреплена крышка 17, в которой находятся штуцеры для подсоединения нагнетательного маслопровода компрессора и измерительного трубопровода давления масла .

Кожух с нагнетательным патрубком 25 имеет седло байпасного канала, перекрываемого клапаном 3, находящимся на конце стержня тяги 4, соединенного с поршнем-клапаном 7 на стороне нагнетания. Кожух с торца закрыт крышкой 2 .

Автоматический запорный вентиль работает по следующему принципу. При неработающем компрессоре, а также при пуске компрессора и когда давление масла в системе менее 0,1 МПа поршни-клапаны 13 и 7 прижаты к седлам и удерживаются в этом положении закрывающей пружиной 6, тем самым перекрывают всасывающие и нагнетательные патрубки компрессора от системы циркуляции хладагента холодильной установки. Одновременно клапан 3 кожуха с нагнетательным патрубком 25 и дросселирующее байпасное отверстие в кожухе с всасывающим патрубком 18 открыты и сообщают нагнетательную и всасывающую стороны компрессора, т.е. установлен байпасный режим .

При включении компрессора между сторонами всасывания и нагнетания создается незначительная разность давления паров хладагента, соответствующая гидравлическому сопротивлению байпасной линии. После того, как в системе смазки компрессора создалось давление 0,1 МПа, автоматический запорный вентиль переключает компрессор с работы на байпасном режиме на режим нормальной работы. При этом в автоматическом запорном вентиле происходят следующие механические процессы .

Масло из компрессора через нагнетательный маслопровод поступает в гидравлический цилиндр 15, перемещает поршень 16, который своим толкателем 19 открывает седло клапана управления 21. При этом давление конденсации в камере управления между поршнями-клапанами 13, 7 понижается до давления всасывания компрессора через открытый клапан управления 21 и канал в поршне управления 11. Далее толкатель, преодолевая усилие закрывающей пружины 6 перемещает поршень-клапан 13 со стороны всасывания и открывает седло всасывающего клапана 20, в то же время толкатель 19 перекрывает байпасное дросселирующее отверстие. В результате этого на стороне нагнетания компрессора создается повышенное давление. Это давление паров хладагента в кожухе с нагнетательным патрубком 25 и давление в конденсаторе со стороны нагнетательного трубопровода воздействуют на поршень-клапан 7 на стороне нагнетания, перемещают его, преодолевая сопротивление закрывающей пружины 6, и открывают седло нагнетательного клапана 24. Одновременно перекрывается байпасный канал клапаном 3, смонтированным на стержне-тяге 4, соединенном с поршнемклапаном 7 на стороне нагнетания .

Таким образом, компрессор начинает работать под нагрузкой. При нахождении поршней-клапанов 13, 7 в крайнем среднем положении штифт управления 22 перекрывает сопло 9, в результате чего межпоршневое пространство разобщается с нагнетательной стороной, а давление в нем понижается до давления всасывания, что способствует более надежному удержанию поршней-клапанов в этом положении .

При остановке компрессора давление в системе смазки падает, в результате чего закрывающая пружина 6 через поршень управления 11, поршень-клапан 13 со стороны всасывания и толкатель 19 перемещает гидравлический поршень 19 в исходное положение .

Поршень управления 11 и поршень-клапан 13 со стороны всасывания закрываются, а толкатель 19 открывает байпасное дросселирующее отверстие. Штифт управления 22 открывает сопло 9 и сообщает межпоршневое пространство с нагнетательной стороной со стороны конденсатора .

В результате разность давления падает до нуля и закрывающая пружина 6 перемещает поршень-клапан 7 со стороны нагнетания, закрывая нагнетательный клапан. Байпасный клапан на стержнетяге 4, соединенный с поршнем-клапаном 7 со стороны нагнетания, открывается, нагнетательная и всасывающая стороны компрессора соединяются байпасной линией. Таким образом автоматический запорный вентиль закрывается .

В таком же порядке происходит закрытие автоматического запорного вентиля в случае падения или отсутствия давления масла .

Схема прохождения хладагента через автоматический запорный вентиль в открытом и закрытом положении показана на рис. 2.10 .

Работа автоматического запорного вентиля осуществляется по трем фазам:

компрессор не работает. Всасывающий и нагнетательный трубопроводы закрыты, т.е. вентиль закрыт. Нагнетательная и всасывающая стороны компрессора соединены между собой через байпасный трубопровод;

компрессор работает, давление масла ниже 0,1 МПа. Компрессор работает без нагрузки. Всасывающий и нагнетательный трубопроводы закрыты — вентиль закрыт. Хладагент через байпасный трубопровод подается от нагнетательной стороны компрессора на его всасывающую сторону;

компрессор работает, давление масла в норме. Автоматический запорный вентиль открыт. Компрессор подает хладагент в систему холодильной установки. Байпасный вентиль закрыт .

Рис. 2.10. Схема работы автоматического запорного вентиля:

а — вентиль закрыт; б — вентиль открыт 2.2.3. Компрессор 2ФУУБС-18 Поршневой компрессор 2ФУУБС-18 — один из группы унифицированных бессальниковых одноступенчатых герметичных компрессоров, работающих на хладоне R12 и фреоне R22 и применяющихся в холодильных машинах и установках. Компрессоры 2ФУУБС-18 и 2ФУУБС-25 входят в состав компрессорно-конденсаторных агрегатов общепромышленных и транспортных установок. В наземных условиях они работают с конденсаторами воздушного охлаждения, на судах — с конденсаторами водяного охлаждения .

Первая цифра условного обозначения марок компрессоров этой группы определяет вид модификационного исполнения, буква Ф — работающий на фреоне (хладоне R12), В — двухцилиндровый, У — четырехцилиндровый, УУ — восьмицилиндровый, БС — бессальниковый. Цифры после букв — усредненная холодопроизводительность (тыс. ккал/ч) в стандартном режиме при работе на хладоне R12. Регулирование холодопроизводительности (при его наличии) применяется ступенчатое — 100, 75 и 50 % номинальной .

–  –  –

Основные узлы компрессора: блок-картер, клапанная и поршневая группы, кривошипно-шатунный механизм, встроенный электродвигатель и запорные вентили .

Блок-картер 1 компрессора (рис. 2.11) — сложная чугунная отливка — объединяет четыре блока цилиндров со всасывающей и нагнетательной полостями внутри них, картер и корпус встроенного электродвигателя. Последние соединены между собой отверстиями. Всасывающая полость блоков цилиндров объединена с корпусом электродвигателя. В передней крышке размещен привод масляного насоса 2, а в задней — хладоновый фильтр и укреплен всасывающий вентиль 9. Крышки крепятся к блок-картеру шпильками .

Картер имеет две опоры для подшипников коленчатого вала. В корпусе электродвигателя выполнена расточка для монтажа статора 8 .

В блок-картер запрессованы восемь чугунных гильз. Боковые стенки блок-картера имеют окна, обеспечивающие доступ к шатунным болтам, крышкам шатунов, масляному фильтру 12, болтам и замкам противовесов. Для контроля уровня смазки в компрессоре со стороны передней крышки служат отверстия, закрытые стеклами .

На корпусе встроенного электродвигателя имеется фланец зажимов, к которому крепятся выводные концы электродвигателя и кабели питающей сети. Доступ к электродвигателю осуществляется через задний фланец, закрытый крышкой 10. Отверстие в верхней части блока служит для заливки масла, а отверстие в нижней части блока, закрытое пробкой, — для слива масла. К верхним фланцам блоков цилиндров крепятся клапанные доски 6 и крышки цилиндров 7 .

Через них производится доступ к клапанам. При ремонте или длительной остановке компрессор может быть отключен от системы с помощью нагнетательного и всасывающего вентилей, которые крепятся к соответствующим полостям .

Электродвигатель охлаждается парами хладона R12. Компрессор является одним из основных элементов холодильной машины, с помощью которого осуществляется процесс сжатия паров хладона в холодильном цикле. При вращении коленчатого вала 3 (см. рис. 2.11) поршни 5 с помощью шатунов 4 совершают возвратно-поступательное движение. При движении поршня вниз в цилиндре компрессора создается давление меньше, чем во всасывающей полости компрессора, вследствие этого открываются всасывающие клапаны и пары хладона поступают в цилиндр. При достижении поршнем крайнего нижнего положения цилиндр полностью заполняется газообразным хладоном. При движении поршня вверх пары сжимаются в цилиндре и всасывающие клапаны закрываются. Давление в цилиндре повышается, становится несколько больше давления в нагнетательной полости компрессора. Нагнетательные клапаны открываются и сжатый хладон поступает вначале в нагнетательную полость крышки цилиндров, далее в нагнетательную полость блок-картера и через запорный вентиль в систему. После этого рабочий цикл повторяется .

Кривошипы коленчатого вала расположены под углом 180°, а на каждой шейке размещены шатунные подшипники четырех цилиндров, в которых одновременно происходит процесс сжатия или всасывания .

Коленчатый вал 3 компрессора стальной, двухупорный, с расположением двух колен под углом 180° с двумя противовесами. Последние закреплены на щеках вала болтами с замками. Вал опирается на два подшипника качения. На валу закреплен ротор 11 элект

<

Рис. 2.11. Компрессор 2ФУУБС-18

родвигателя с одной стороны, а с другой — насажена косозубая шестерня привода масляного насоса. В теле вала имеются отверстия для подачи смазки от насоса к шатунным шейкам. Сквозные отверстия в щеках и в торце вала закрыты резьбовыми заглушками. Коленчатый вал в сборе подвергается статической балансировке относительно оси коренных шеек. При балансировке разрешается срезать ребра ротора. Допустимое нарушение баланса 80 г см .

Поршень шатунно-поршневой группы изготовлен из алюминиевого сплава и имеет два компрессионных уплотнительных кольца и одно маслосъемное. Соединяется поршень с шатуном при помощи пустотелого поршневого пальца плавающего типа. От продольного перемещения в поршне палец фиксируется стопорными кольцами, вставленными в канавки бобышек. Стальной шатун состоит из верхней головки с запрессованной бронзовой втулкой и нижней разъемной головки со сменными вкладышами. Крышка шатуна имеет два ребра и присоединяется к шатуну с помощью болтов, которые стопорятся от самоотворачивания проволокой. Массы шатунно-поршневых групп, устанавливаемых на компрессор, не должны отличаться более чем на 10 г .

Клапанная доска 6 установлена в верхней части компрессора между крышкой цилиндров и блок-картером. На два цилиндра устанавливается одна клапанная доска 1 (рис. 2.12) .

Всасывающие клапаны — ленточные. Седлом для них служат стальные притертые по плите накладные планки 2 с двумя продольными щелями, прикрепленные к плите болтами. Эти щели закрываются клапанными пластинами. Каждый клапан имеет две пластины 3 и 4, размещенные в пазах плиты. При движении поршня вниз пластины всасывающих клапанов в результате разрежения прогибаются и хладагент проходит в цилиндр через щели в седле и отверстия в плите .

При обратном перемещении поршня эти пластины прижимаются к седлам, закрывая щели и обеспечивая сжатие паров хладагента в цилиндре .

Нагнетательные круглые пластинчатые клапаны нагружены пружинами 7. Седлом для нагнетательных клапанов служит клапанная плита, в которой расточены специальные отверстия. На каждый цилиндр имеются два отверстия диаметром 12 мм, которые перекрыты пластинами 6 толщиной 0,5 мм. Центрирующие штампованные розетки 8 (направляющие клапанов) прижимаются к плите бу

<

Рис. 2.12. Клапанная плита

ферными пружинами 11 с помощью траверсы 5, закрепленной болтами. Ограничителем подъема нагнетательного клапана является втулка 9 с буртиками, центрируемая пальцем 10. При нормальных условиях буферные пружины не работают; они предназначены для предохранения клапанов от поломки при попадании в цилиндры жидкого хладагента или излишков масла .

Полость над клапанной плитой разделена внутренней перегородкой крышки цилиндров на всасывающую и нагнетательную полости .

Между плитой и днищем поршня при его верхнем положении должен быть зазор 0,3—0,8 мм, называемый вредным пространством .

Механический фильтр для очистки хладона R12 при всасывании в компрессор установлен между блок-картером и всасывающим вентилем. Состоит он (рис. 2.13) из корпуса 1 с крышкой 6, в котором с помощью пружины 5 зажат цилиндрический стакан 4 с мелкой сеткой 3 внутри. К концам стакана припаяны донышки 2 .

Система смазки компрессора комбинированная — принудительная под давлением для шатунных шеек и разбрызгиванием—для зеркала цилиндров, поршней, поршневых пальцев и роликовых подшипников. Разбрызгивается масло нижними головками шатунов при работе компрессора .

Насос (рис. 2.14) — шестеренный, реверсивный, затопленного типа, обеспечивает подачу масла 5,5 л/мин при давлении 0,5 МПа .

Крепится он к блок-картеру двумя Рис. 2.13. Газовый фильтр болтами. В корпусе 2 с крышкой 4 расположены шестерни: ведущая 3, на валу 5 и ведомая 7 на оси 6 .

На валу ведущей шестерни закреплена шпонкой шестерня 1, приводящая насос в действие от коленчатого вала .

Масло из картера всасывается насосом через сетчатый фильтр .

Вращающиеся шестерни выталкивают масло в нагнетательную полость насоса, откуда оно попадает в тройник 8 и по трубке — в ложный подшипник и далее через сверления в канал коленчатого вала .

Рис. 2.14. Реверсивный насос системы смазки компрессора

Давление масла в системе должно быть на 0,05—0,35 МПа выше давления в картере .

Реверсивность насоса обеспечивается перемещением шарика под давлением масла в корпусе насоса в определенное положение .

Масляный фильтр состоит из каркаса и сетки .

Каркас с двух сторон закрывается донышками. Сетка к каркасу крепится проволокой. К одному донышку прикреплена планка крепления насоса к блок-картеру, в другом донышке имеется трубка для забора масла. Каркас фильтра обернут сеткой в два слоя. При повышении давления масла, создаваемого пружиной выше нормы перепускного клаРис. 2.15. Ложный пана, шарик отжимает пружину и перепускает масло в полость передней крышки. Регулируют пруподшипник жину винтом. После регулирования перепускного клапана он фиксируется проволокой и пломбируется .

Ложный подшипник (рис. 2.15) состоит из прижимной крышки 3, в которую запрессована бронзовая втулка 2, стопорящаяся винтом

1. В крышку ввернут угольник 4 (показан условно повернутым на 90°); к нему присоединяется трубка для подачи масла из насоса и перепускной клапан 5. Этот клапан представляет собой корпус с боковыми отверстиями, в котором помещен шарик с пружиной. При давлении масла в системе выше установленного натягом пружины шарик отжимает пружину и происходит перепуск масла в полость передней крышки. Усилие пружины регулируется поворотом специального винта. Отрегулированный на открытие при давлении 0,35—0,40 МПа клапан увязывают проволокой и опломбируют .

Всасывающий и нагнетательные вентили имеют одинаковую конструкцию. Различие заключается лишь в наличии штуцера на нагнетательном вентиле .

Всасывающий вентиль (рис. 2.16) размещается на задней части блоккартера и крепится к корпусу газового фильтра фланцем 1 четырьмя шпильками. Крышка 8 вентиля крепится к чугунному корпусу 2 также шпильками. В крышке имеется по центру отверстие с резьбой для шпинделя 5, вращением которого перемещается клапан 4. При вращении шпинделя по часовой стрелке резиновое уплотнение на торце клапана прижимается к седлу 3 .

При вращении в противоположном направлении сжимается пружина 6, и клапан открывает канал для прохода паров хладагента в компрессор .

Сальниковое уплотнение Рис. 2.16. Всасывающий вентиль шпинделя выполнено из колец маслобензостойкой резины 9, прижимаемых буксой 11 через шайбу 10. Шпиндель закрывается металлическим или пластмассовым колпачком 12. Тройник 7 используется для подсоединения к компрессору мановакуумметра и датчика реле давления. При полностью открытом клапане шпиндель уплотнительным кольцом отсоединяет тройник от полости компрессора .

Привод компрессора осуществляется встроенным в блок-картер асинхронным короткозамкнутым трехфазным электродвигателем, ротор которого насажен на консоль коленчатого вала и закреплен на ней прижимным кольцом и болтами со стопорной шайбой. Для снятия с вала на торце ротора есть два резьбовых отверстия. Статор вставлен в корпус электродвигателя и застопорен от перемещения двумя штифтами. Зазор между статором и ротором составляет 0,6—1 мм .

Для обеспечения герметичности компрессора штифты закрываются колпачковыми гайками с медными прокладками .

Заземление электродвигателя осуществляется через специальную шпильку .

Для уплотнения соединений в компрессоре применяется паронит, пропитанный глицерином, просушенный и покрытый тонким слоем графита .

Компрессор оснащен двумя мановакуумметрами и манометром .

Один из мановакуумметров соединен с нагнетательной линией насоса и показывает давление в системе смазки, другой установлен на стороне всасывания компрессора для контроля за давлением и температурой кипения хладона R12. Двухшкальный манометр подключен к нагнетательной стороне компрессора и показывает давление конденсации (внутренняя шкала) и температуру насыщения (конденсации) при соответствующем давлении (внешняя шкала) .

Нормальная работа компрессора характеризуется следующими основными признаками: нет посторонних стуков и слышен лишь ритмичный стук работающих клапанов; нет утечек хладагента; уровень масла в картере не ниже 2—5 мм от нижней кромки смотрового стекла, масло возвращается в компрессор, не наблюдается вспенивание; противодавление масла не ниже 0,05—0,35 МПа; температура в верхней части всех цилиндров одинаковая; температура нагнетания не более 90 °С при работе компрессора с t0 =+5 °С и не более 150 °С на режиме t0 = – 30 °С при tк = +30 °С; перегрев пара, всасываемого компрессором, находится в диапазоне 10—15 °С (определяется разностью температур всасывания и кипения, показываемой стрелкой манометра по температурной шкале) .

Опыт эксплуатации показал, что наиболее изнашиваемые детали компрессора — пластины клапанов — имеют ресурс более 2 тыс. ч, т.е. гарантируют трехлетнюю работу холодильной установки с компрессором 2ФУУБС-18 без деповского ремонта .

2.2.4. Компрессор типа V Компрессоры типа «V» применяются в системах кондиционирования воздуха с холодильными установками типа MAB-II пассажирских вагонов с индивидуальной системой энергоснабжения и постоянным током напряжением 110 В .

–  –  –

В установках кондиционирования воздуха пассажирских вагонов, имеющих систему электроснабжения на постоянном токе, используются компрессоры сальниковой конструкции. Применять бессальниковые компрессоры полугерметичной конструкции в одном корпусе с двигателем постоянного тока нельзя, так как в этом случае внутренняя полость двигателя оказалась бы заполненной парами хладагента с маслом, являющимся хорошим проводником электричества. Таким образом, токонесущие детали коллектора оказались бы замкнутыми накоротко и двигатель при первом же пуске вышел из строя .

Поршневой компрессор типа V представляет собой непрямоточный компрессор для сжатия газообразного хладона R12. Четыре цилиндра расположены под углом 60° в двух рядах .

Детали картера отлиты из легкого металла. Пропиткой отлитых деталей синтетической смолой (пропиточным лаком 240, новым 693х), достигается совершенная герметичность и хорошая защита от коррозии .

Приводной механизм поршневого компрессора отбалансирован динамически, чем достигается спокойная работа машины .

Компрессор оснащен устройством для регулирования производительности, действующим на три цилиндра. Для обеспечения хороших пусковых условий при низких наружных температурах поршневой компрессор оборудован электрическим подогревом масла .

Общая конструкция компрессора показана на разрезе (рис. 2.17) .

На отливках опорного фланца и картера компрессора прилиты по 2 крепежные лапы .

Рис. 2.17. Компрессор типа «V» установки МАВ — II: 1 — корпус; 2 — крышка корпуса; 3 — сальник; 4 — всасывающий вентиль; 5 — головка цилиндров; 6 — шатунно-поршневая группа; 7 — коленчатый вал; 8 — масляный насос; 9 — масляный фильтр; 10 — поддон Картер компрессора отлит в целом. В одном блоке объединены два цилиндра. Для достижения хороших ходовых свойств поршней из легкого сплава запрессованы цилиндровые втулки из серого перлитного чугуна. Всасываемый газ подводится к головке блока цилиндров через отлитые канавки. К левой торцевой стороне компрессора прифланцован маслонасос. На правой торцевой стороне установлен опорный фланец. После демонтажа маслосборника обеспечен хороший доступ к кривошипному механизму. Между блоками цилиндров отлит сборный нагнетательный канал. Корпус оребрён для повышения его прочности. Поддон выполнен в виде оребрённой чаши. Для крепления сита предусмотрены планки. На одной из наружных поверхностей маслосборника предусмотрен электрический нагревательный элемент. Резьбовая пробка (М16 1,5) установлена на торцевой стороне, на опорном фланце двухстороннее уплотнение вала. Для опоры сравнительно длинной свободной шейки кривошипного вала предусмотрен радиальный шарикоподшипник, находящийся вне системы смазки компрессора и смазывающийся консистентной смазкой. К опорному фланцу прилит всасывающий патрубок всасываемого газа. Фланец оребрён для повышения его прочности .

Сверху блок закрыт двумя головками цилиндров (рис. 2.18), которые в свою очередь закрыты крышками. По торцам к блоку прикреплены нагнетательный и всасывающий 9 вентили. Около масляного насоса в блок вмонтирован редукционный клапан. Контроль за уровнем масла осуществляют по мерному стеклу .

Место выхода коленчатого вала из блока компрессора уплотнено специальным сальником, детали которого собраны в торцевой крышке 6. Забор масла из маслованны в систему осуществляется через специальный маслоприёмный фильтр .

Клапаны компрессора установлены на клапанной плите (рис. 2.18) .

Рис. 2.18. Клапанная плита в головке цилиндров компрессора типа «V»: 1 — головка цилиндров; 2 — крышка цилиндров; 3 — штифт; 4 — буферная пружина; 5, 10, 16 — пружины; 6 — торцевая крышка; 7 — сопло; 8 — штуцер; 9 — упорный стакан; 11 — гнездо нагнетательного клапана нижнее; 12 — гнездо нагнетательного клапана верхнее; 13, 17 — пластины; 14 — соединительный стакан;

15 — нижнее гнездо; 18 — верхнее гнездо; 19 — клапанная плита Работа клапанов автоматически согласуется с движением поршня. Рассмотрим их работу на условной схеме (рис. 2.10, а, в). Когда поршень 6 (рис. 2.10, а) опускается вниз, то в надпоршневом пространстве, ограниченном клапанной плитой 3 и гильзой цилиндра 5, создается разряжение. Благодаря этому пар хладона R12, находящийся под давлением выше, чем в надпоршневом пространстве, преодолевает усилие нажатия пружины 1, отжимает пластину 2 всасывающего клапана от седла 7 (рис. 2.19, б) и заполняет цилиндр, пока давление во всасывающем трубопроводе и цилиндре не уравняется. Этот момент соответствует достижению поршнем положения в нижней мертвой точке, при котором всасывающий клапан под действием пружины автоматически закроется .

При последующем движении поршня вверх пар хладона R12 сжимается и, приподнимая от седла 4 (рис. 2.19, а) пластину нагнетательного клапана 8 (рис. 2.10, б), начинает перетекать в конденсатор. Когда поршень снова пойдет вниз, процесс повторится .

Всасывающий и нагнетательный клапаны компрессора типа V для компактности совмещены в одном узле. Соединяет их воедино фасонный стакан 7 (рис. 2.19) со стяжным болтом 10. В нерабочем положении пластины всасывающего 4 и нагнетательного 12 клапанов прижаты возвратными пружинами 6 и 11 к своим седлам 5 и 8 .

Пружины, а их 6 шт. у всасывающего и 8 шт. у нагнетательного клапана, для равномерности нажатия расставлены по двум концентричным окружностям. Учитывая, что пружины навиты из тонкой проволоки и имеют небольшую высоту (8 и 9,4 мм), их поместили в гнезда, просверленные в нижней 3 и верхней 9 плитах .

Рис. 2.19. Схема работы клапанов компрессора: а — всасывание; б — нагнетание

Действие клапанов во время всасывания (рис. 2.19, а) и нагнетания (рис. 2.19, б), как и в ранее рассмотренном примере, целиком зависит от давления, создаваемого поршнем 1 в цилиндре 2. Для пропуска хладона в ту или другую сторону достаточно пластинам отойти от своих седел всего на 1 мм .

Коленчатый вал отштампован из делегированной углеродистой стали. Все опоры вала подвергнуты поверхностной закалке. Кривошипы расположены под углом 180 ° (рис. 2.20) .

К обеим щекам прикованы противовесы. На приводной шейке коленчатого вала установлены двухстороннее уплотнение и опорный подшипник для уменьшения прогиба .

Смазка подшипников осуществляется через продольное отверстие коленчатом валу .

На каждой шейке колена установлены два шатуна. Шатуны изготовлены из сплава легких металлов .

Обе части нижней головки шатуна соединены между собой шатунными болтами с корончатой гадкой и шплинтом. Вкладыши и втулки подшипников выполнены из свинцовистой бронзы на стальной основе .

Рис. 2.20. Коленчатый вал и шатунно-поршневая группа компрессора типа «V»: 1 — коленчатый вал; 2 — маслосъемное кольцо; 3 — компрессионные кольца; 4 — стопорная шайба; 5 — поршневой палец; 6 — поршень; 7 — Шатун; 8 — шатунный болт; 9 — верхний вкладыш; 10 — нижний вкладыш; 11 — нижняя головка шатуна; 12 — шайбы; 13 — гайки шатунных болтов Смазка маслом верхнего подшипника шатуна осуществляется через отверстие в стержне шатуна. Поршни отлиты из специального сплава, методом центробежного литья .

Хорошее уплотнение поршня и цилиндровой втулки обеспечиваются двумя прямоугольными кольцами и одним разрезным маслосъёмным кольцом. Палец поршня изготовлен из высококачественной стали, осевое смещение которого исключается установкой стопорных колец .

Коленчатый вал имеет три точки опоры. Основные усилия воспринимаются средним подшипником и подшипником со стороны маслонасоса. Средний подшипник может воспринимать осевые усилия .

Коренной подшипник коленчатого вала состоит из двух разрезных втулок с буртиками, изготовленных из свинцовистой бронзы на стальной основе. Втулки впрессованы в гнездо подшипника .

Смазка коренных подшипников и верхних головок шатунов осуществляется под давлением от насоса (рис. 2.21), смазка поверхностей цилиндров — разбрызгиванием и маслом, растворенным в парах хладагента. С целью облегчения пуска при низких наружных температурах предусмотрен подогрев масла .

Рис. 2.21. Система смазки компрессора типа «V»: 1 — насос; 2 — реверсивный клапан; 3 — предохранительный клапан; 4, 7 — подшипники; 5 — верхняя головка шатуна: 6 — нижняя головка шатуна; 8 — манометр; 9 — полость сальникового уплотнения; 10 — подшипник сальника; 11 — редукционный клапан;

12 — смотровое стекло; 13 — маслоприемник Рассмотрим принцип работы шестеренчатого насоса .

В стальном корпусе 1 (рис. 2.22) имеются две сообщающихся между собой полости, в которых просверлены всасывающий 6 и нагнетательный 5 каналы. Основные рабочие элементы насоса — стальные шестерни 2 и 7 .

Ведущая шестерня 2, закрепленная на валу 3 Рис. 2.22. Схема работы шестеренчатого масляного насоса шпонкой 4, вращается от коленчатого вала компрессора по часовой стрелке, ведомая 7 — в обратном направлении. Монтаж шестерен в корпусе насоса выполнен в особой точностью. Так, торцевый зазор между корпусом и шестернями не должен превышать 0,02 мм, а зазор между боковыми гранями зубьев — 0,01 мм .

При вращении шестерен масло через всасывающий канал 6 поступает в корпус 1 и зубьями выжимается через нагнетательное отверстие 5 в магистраль. Если шестерни будут вращаться в противоположную сторону, то направление движения масла изменится. Чтобы это не отразилось на работе компрессора, в насосе сделаны два диаметрально противоположных всасывающих и два нагнетательных отверстия с пластинчатыми клапанами (на рис. 2.22 не показаны). При такой конструкции насоса, называемом реверсивным, компрессор может работать при любом направлении вращения коленчатого вала .

Система смазки компрессора типа «V» работает следующим образом. Масло из масляной ванны через приемный масляный фильтр засасывается шестеренчатым насосом 1 и подаётся в магистраль, в начале которой установлен клапан 3 избыточного давления. Назначение этого клапана следующее: если пуск холодильной установки происходит после длительной остановки и масло в картере компрессора холодное и загустело, то в системе может создаться слишком высокое давление, способное разорвать корпус масляного насоса или повлечь за собой какие-либо другие дефекты. Чтобы предупредить возможную поломку агрегата, клапан избыточного давления, отрегулированный на 0,3 МПа, перепускает избытки масла обратно в ванну в обход магистрали. По мере нагревания масла вязкость его снижается, давление падает и клапан автоматически прекращает сброс излишков масла. Основное количество масла шестеренчатым насосом нагнетается в масляный канал 4, просверленный вдоль коленчатого вала, и по радиальным каналам в шатунных шейках подводится к рабочим поверхностям шатунных подшипников. Далее часть масла по отверстию в стержне шатуна попадает для смазки подшипника поршневого пальца, а часть под давлением выбрасывается в полость картера через зазор между шатунным подшипником и шейкой коленчатого вала. При этом образуется масляный туман, оседающий на рабочей поверхности цилиндра и создающий смазывающую прослойку под поршневыми кольцами .

Оставшееся количество масла по обводной трубке попадает в полость сальника 9. Здесь, на самом удаленном от масляного насоса участке, установлен редукционный клапан 11, с помощью которого регулируется давление в масляном канале и тем самым защищается сальниковое уплотнение вала от прорыва масла, имеющего завышенное давление. Масло, попавшее в полость сальника, способствует уплотняющей функции последнего, смазывает опорный подшипник хвостовика вала и стекает в масляную ванну. Контролируется давление масла по манометру 8, а уровень его в масляной ванне по мерному стеклу 12. Масло заправляется в компрессор через вентиль .

В компрессоре благодаря постоянному контакту масла с хладоном R12 образуется маслохладоновый раствор, который циркулирует по системе холодильной машины. При пуске установки кондиционирования воздуха после длительной остановки из-за быстрого падения давления в полости компрессора и нагрева его деталей происходит выпаривание хладона R12 из раствора со вспениванием масла в картере. Часть масла в виде тумана и мелких капель, несмотря на наличие поршневых колец, увлекается нагнетаемыми парами в систему трубопроводов и попадает через конденсатор, ресивер и регулирующий вентиль в воздухоохладитель. Отсюда оно возвращается в цилиндр. Возврат масла при пуске компрессора по сравнению с тем количеством, которое проносится через рабочую полость агрегата, практически ничтожно (5—10 % веса циркулирующего за час количества хладагента), что в конечном итоге способствует ухудшению режима смазки агрегата .

Унос масла происходит не только при пуске компрессора, но и при работе в установившемся режиме, но в этот период унос равен возврату в картер. Унос масла — явление нежелательное, но и неизбежное. Нежелательное потому, что масло, попав в конденсатор и воздухоохладитель, оседает на внутренней поверхности трубопроводов тонкой пленкой, ухудшающей теплообмен с окружающей средой. Неизбежное потому, что оно зависит от конструктивных особенностей компрессора, состояния его клапанов, поршней, цилиндров, колец и других деталей. На чрезмерный унос влияют эксплуатационные факторы: переполнение картера маслом и, как результат, интенсивное разбрызгивание, слишком высокое давление в системе смазки из-за неисправности или разрегулирования редукционных клапанов и др .

Основные меры борьбы с уносом сводятся к улучшению технического состояния компрессора. Малый унос масла считается признаком хорошего общего состояния агрегата. Эффективной мерой против уноса является установка электроподогревателей, которые автоматически включаются на период остановки или перед пуском кондиционера до 20—30 °С. Легкоиспаряющийся хладон выпаривается из масла и пены при пуске не образуется. На днище масляной ванны компрессора типа V установлен трубчатый электронагреватель (ТЭН) мощностью 120 Вт .

В месте выхода хвостовика коленчатого вала из блока компрессора смонтировано сальниковое уплотнение, препятствующее утечке хладагента по зазору между валом и блоком. Сальник состоит из двух графитовых колец 4 (рис. 2.23) с выступающими наружу буртиками, торцевая поверхность которых прошлифована и плотно прижата к фланцам стальных втулок 10, запрессованных в блок 9 .

Графитовые кольца вмонтированы в обойму 2 с резиновой основой 1. Между обоймами на валу 7 установлено кольцо 5 с гнездами для пружин 6. Чтобы сальник не проворачивался на валу, обойма фиксируется штифтом 3, нижний конец которого утоплен в канавке 8, профрезированной в хвостовике вала. Нормальное, без перекосов положение колец обеспечивается планкой 13, закрепленной винтом 12 .

Рис. 2.23. Сальник компрессора типа «V»:

а — детали сальника; б — сальник в сборе на валу Таким образом, течь хладагента по валу предотвращают резиновые кольца 1, по корпусу — буртики графитовых колец 4 с притертыми поверхностями. Гнездо 5 в корпусе сальника 11 заполнено маслом, создающим дополнительное уплотнение .

Как бы совершенна ни была конструкция сальника, утечка хладагента по нему неизбежна. Считается нормальным подтекание масла сквозь сальник масла в виде единичных капель, но не более 5 капель в час .

Компрессор имеет устройство для регулирования холодопроизводительности путем автоматического отжатия всасывающих клапанов без изменения частоты вращения коленчатого вала компрессора. В компрессоре холодильной установки типа МАВ-II могут отключаться два или три цилиндра, что дает возможность установке работать с 25, 50 % -ной холодопроизводительностью .

В компрессоре установки МАВ-II при необходимости снижения холодопроизводительности на ходу отключаются два или три цилиндра с одновременным прекращением подачи жидкого хладона в половину змеевика испарителя. При этом холодопроизводительность установки понижается соответственно до 50 или 25 %. Эти отключения и включения цилиндров производятся автоматически с помощью электромагнитных вентилей .

Для того, чтобы представить, как происходит отключение цилиндров компрессора, предположим, что температура воздуха в купе после включения четырех цилиндров стала понижаться и достигла +21°С. Тогда термостат на +22°С отключит половину испарителя, переведет вентилятор, конденсатора на более медленный режим вращения и откроет магнитный вентиль № 1. В результате хладон, находящийся под высоким давлением в ресивере, получит доступ в надклапанное пространство первого и второго цилиндров компрессора и надавит на торцы 5 (рис. 2.24) отключающего устройства, штоками которых отожмет от седел 2 пластины 1 всасывающих клапанов .

Если при обычной работе компрессора положение клапанной пластины зависит от направления движения поршня 7, то теперь всасывающий клапан будет открыт все время. Это значит, что пары хладона, поступившие в цилиндр, будут вытолкнуты обратно во всасывающий патрубок при движении поршня вверх. Иными словами, сжатия паров не произойдет и цилиндр будет работать вхолостую .

Когда автоматически отключаются сразу два цилиндра, производительность установки снижается на 40 %. При таком режиме компрессор работает до тех пор, пока посредством второго ртутно-контактного термометра при температуре воздуха в вагоне ниже +21 °С включится катушка электромагнитного вентиля № 2 и отключится третий цилиндр .

В работе останется только один цилиндр, обеспечивающий 30 % холодопроизводительности .

В конструкции клапанного узла компрессора предусмотрена защита цилиндра Рис. 2.24. Отключающий механизм (нагнетательот гидравлического ный клапан изображен при гидравлическом ударе) удара, сущность которого заключается в следующем: когда в пространство цилиндра над поршнем в результате влажного хода попадает жидкий хладон по объему больше объема вредного пространства, то при подходе к верхней мертвой точке происходит удар поршня о клапанную плиту 6 (см. рис. 2.24) через несжимаемый жидкий хладагент. Для смягчения удара (предотвращения аварии) нагнетательный клапан 3 сверху накрыт чашей и прижат к посадочному месту буферной пружиной 4. Сила удара уменьшается за счет поднятия нагнетательного клапана и образования свободного прохода для хладагента. Работа компрессора в этом случае сопровождается характерным металлическим стуком, услышав который необходимо срочно выключить холодильную установку для выяснения и устранения причины влажного хода .

2.2.5. Повышение надежности и экономичности компрессоров Повышение уровня технического совершенства компрессоров, т.е .

их качества, надежности и экономичности, осуществляется несколькими путями. Первый из них — разработка комплексных мероприятий по повышению качества изготовления. Сюда относятся и вопросы использования новых материалов, совершенствования конструкций и технологических процессов производства, а также широкой унификации агрегатов. Второй путь — проведение исследований по повышению надежности и установлению оптимальных режимов эксплуатации компрессоров, разработка стандартных методов и типовых программ испытаний (моторесурсные и специальные ускоренные испытания на надежность, всесторонние эксплуатационные испытания с проверкой надежности новых деталей и узлов, исследования эксплуатационной надежности импортного оборудования). Значительное внимание уделяется исследованиям наиболее тяжелых для компрессора пусковых режимов и внедрению средств технической диагностики при эксплуатации и ремонте машин .

Надежность и экономичность компрессоров обеспечиваются также непрерывным совершенствованием системы технического обслуживания и ремонта оборудования, разработкой подробной эксплуатационной и ремонтной документации, нормативов численности обслуживающего и ремонтного персонала. Большое значение имеет правильное планирование объема производства запасных частей согласно технически обоснованным расчетным нормам .

Надежность поршневых компрессоров во многом зависит от подачи смазочного масла к подшипникам и другим трущимся деталям шатунно-поршневой группы. В связи с высокой растворимостью смазочных масел в хладоне R12 и фреонах необходимо обеспечивать необходимое давление в системе и разгружать компрессор при пуске до достижения рабочего давления масла. Для этого используют различные способы: ручное и автоматическое управление всасывающим и нагнетательным вентилями, регулирование давления масла способом байпасного изменения подачи его насосом, контроль за давлением масла в эксплуатации. Часто совмещают эти способы. Например, контроль за давлением масла сочетается с использованием автоматического запорного, всасывающего и нагнетательного клапанов .

Наиболее ответственным элементом поршневого компрессора, определяющим надежность и экономичность его работы, являются пластинчатые клапаны, а у больших компрессоров — сальник .

В непрямоточных компрессорах малой и средней холодопроизводительности всасывающие и нагнетательные клапаны одного цилиндра часто размещают на общей клапанной плите, что существенно упрощает установку и замену пластин клапанов. Однако такая конструктивная компоновка приводит к интенсивному теплообмену между полостями всасывания и нагнетания, следовательно, к ухудшению объемных и энергетических показателей компрессора .

Безаварийная работа обеспечивается тщательной очисткой, сушкой и вакуумированием холодильных машин, использованием чистых хладагентов и масел, повышением теплостойкости изоляции обмоток встроенных электродвигателей компрессоров .

На надежность машин влияют и проводящаяся специализация заводов-изготовителей и ремонтных предприятий, внедрение крупносерийного способа производства, комплектная поставка оборудования и холодильных агрегатов предприятиям, которые будут их эксплуатировать. В значительной мере уровень холодильного машиностроения определяет и современная высокоразвитая научно-исследовательская и конструкторская база этой отрасли промышленности .

2.2.6. Характерные неисправности и требования безопасности при обслуживании компрессоров Эксплуатацию и техническое обслуживание компрессоров производят в соответствии с инструкциями заводов-изготовителей. Наибольшее внимание уделяют проверке плотности разъемных соединений холодильных установок .

Выявление утечек хладона R12 производят следующим образом:

галоидную лампу заправляют спиртом (пропаном) и подготавливают к работе. Пламя в горелке должно быть светло-голубым, гореть равномерно, без шума. Резиновую трубку галоидной лампы подносят к сальникам и фланцевым соединениям вентилей по периметру съёмных крышек компрессора. При наличии утечки хладагента пламя горелки приобретает зеленовато-фиолетовую окраску .

В случае значительной течи лампа горит коптящим пламенем или гаснет. Места утечки немедленно отмечают мелом .

При эксплуатации компрессора регулярно проверяют надежность крепления узлов агрегата, работу системы смазки, наличие хладагента и масла, давление в системе смазки и картере .

Звуковые характеристики работающего поршневого компрессора дают определенную информацию о его техническом состоянии. Резкие беспорядочные стуки возникают при ослаблении или обрыве шатунного болта. Глухие стуки внутри картера в зоне коренных подшипников, повторяющиеся при каждом обороте коленчатого вала, говорят о недостаточной смазке подшипников. Стуки среднего тона в верхней части цилиндров возникают из-за плохой смазки поршневых пальцев или большого износа их подшипниковых втулок. Звенящий металлический стук в отдельных цилиндрах, наблюдающийся после прогрева компрессора, свидетельствует о малой величине вредного пространства. Резкий стук под крышкой одного цилиндра, появляющийся при увеличении давления нагнетания, возникает из-за поломки буферных пружин клапанов. Дребезжащий постоянный стук в одном из цилиндров, возникающий после пуска, появляется при поломке или ослаблении крепления пластины клапана. Шуршащие со свистом звуки возникают в цилиндре при износе поршневых колец; при сильном износе появляются глухие хлопающие стуки попеременно в верхней и нижней частях цилиндра. Сильные стуки наблюдаются во всех цилиндрах при гидравлических ударах .

Типичные неисправности хладоновых компрессоров 2ФУУБС18 и способы их устранения приведены в табл. 2.3 .

Характерные повреждения холодильных компрессоров 5-вагонных секций и АРВ следующие: утечки хладона R12 по прокладкам фланцев; ослабление крепежных болтов оборудования; излом шатуна поршня высокого давления; заклинивание поршней; износ втулок и вкладышей подшипников коленчатого вала; износ пластин всасывающих и нагнетательных клапанов; трещины в клапанной плите; износ шестерен масляного насоса; перегорание электроподогревателя масла в картере; изломы зубчатых секторов и пружин мановакууметров и манометров; смятие граней штуцеров; разрушение окраски и шкал циферблатов; повреждение вентилей, термостатов и прессостатов. Возникают неисправности в основном из-за несовершенства конструкций или из-за нарушения технологии изготовления. Лишь 1/з часть всех повреждений появляется по причине постепенного нарастания износов .

В процессе ремонта холодильного оборудования наибольшие затраты труда приходятся на приборы контроля и управления, поршневой компрессор и электрическую часть холодильной установки. Основную часть повреждений устраняют в депо приписки подвижного состава. Однако до 30 % отказов оборудования в рейсах ликвидируется заменой неисправных узлов и деталей новыми (запасными). При ремонте холодильного оборудования выполняется значительный объем регулировочных и испытательных операций, а сами ремонтные работы производятся с использованием специальной технологической оснастки и приспособлений .

В конструкции холодильной установки должна быть обеспечена защита компрессора от попадания жидкого хладагента во всасывающую полость и от повышения давления нагнетания за пределы допустимого. Защита обслуживающего персонала от попадания под напряжение, подаваемое к встроенному электродвигателю, осуществляется предохранительным колпаком, который надевают на коробку контактных зажимов подключения проводов. Ремонтные работы проводятся только на обесточенном компрессоре. Вскрытие компрессора и подтягивание крепежных деталей производят в защитных очках и после того, как давление хладагента в системе будет понижено до атмосферного. Курить и освещать место работ открытым пламенем при вскрытии компрессора запрещается. В процессе вскрытия компрессора следует проветривать помещение, чтобы содержание хладона R12 в воздухе не превышало 30 %. При осмотре внутренних полостей используют переносные лампы напряжением не выше 36 В или электрические карманные и аккумуляторные фонари. Пользоваться факелами с открытым пламенем не разрешается .

Концентрация возникающих при эксплуатации компрессоров вредных веществ в воздухе рабочей зоны производственных помещений не должна превышать норм, установленных Министерством здравоохранения России. Уровень шума работающего компрессора, замеренный на расстоянии 3 м от него, не должен превышать 90 дБ .

Холодильную установку нельзя эксплуатировать при отсутствии пломб, а также при истекших сроках освидетельствования манометров, компрессоров и аппаратов .



Pages:   || 2 | 3 |



Похожие работы:

«Redpower DVR-***-N Full HD WI-FI видеорегистратор скрытой установки Оглавление Основные технические характеристики: Комплектация: Подключение к бортовой сети: Первоначальная настройка: Кнопки на лицевой панели: Меню программы FinalCam: Дополни...»

«КОНТРОЛЛЕР БЕСПРОВОДНОЙ СИСТЕМЫ АВАХ С ДВУХСТОРОННЕЙ СВЯЗЬЮ ACU-120 Версия микропрограммы 5.02 acu-120_ru 03/16 SATEL sp. z o.o . ул. Budowlanych 66 80-298 Gdask POLAND тел. +48 58 320 94 00 info@satel.pl www.satel.eu ПРЕДУПРЕЖДЕНИЯ Установка устройства должна прои...»

«04 – 05 июня, No 13 (130) Власти Москвы согласились со строительством театра Office / Вишневый Сад в ЦАО Градостроительно-земельная комиссия Москвы, созданная мэром General столицы Сергеем Собянины...»

«1-156 Министерство образования и науки Российской Федерации Санкт-Петербургский государственный архитектурностроительный университет Кафедра экономической теории М.И. Лесная ЭКОНОМИКА Практикум для самостоятельной работы студентов всех форм обучения Учебное пособие Санкт-Петербург УДК 330.01...»

«Структура программы учебного предмета Пояснительная записка I.Характеристика учебного предмета, его место и роль в образовательном процессе Срок реализации учебного предмета Объем учебного времени, предусмотренный учебным планом образовательной организаци...»

«ЛИТВИНОВ АНДРЕЙ АНДРЕЕВИЧ ЦЕРЕБРОПРОТЕКТОРНЫЕ СВОЙСТВА СОЛЕЙ ГАММАОКСИМАСЛЯНОЙ КИСЛОТЫ И НЕКОТОРЫЕ АСПЕКТЫ МЕХАНИЗМА ИХ ДЕЙСТВИЯ 14.03.06 Фармакология, клиническая фармакология Автореферат диссертации на соискание ученой степени кандидата фармацевтических наук ВОЛГОГРАД-2015 Работа выполнена на кафедре фармакологии и биофармации...»

«Инструкция по сборке Руководство по эксплуатации Стеллаж полочный универсальный серия СУ Москва, 2008 г. ООО "СТЕЛАЙН", 123007, г.Москва, 2-й Магистральный туп., д.7А тел: (495) 363-1741 Internet: www.steli...»

«Электронный журнал E-journal "Современная зарубежная психология" "Journal of Modern Foreign Psychology"2016. Том 5. № 4. С. 36–49. 2016, vol. 5, no. 4, pp. 36–49 . doi: doi:10.17759/jmfp.2016050404 doi: doi:10.17759/jmfp.2016050404 ISSN: 2304-4977 (online) ISSN: 2304-4977 (online) Что исследования работы мозга позволили...»

«ГОСТ 2 8 6 2 2 -9 0 МЕЖГОСУДАРСТВЕННЫЙ СТАНДАРТ ГРУНТЫ МЕТОД ЛАБОРАТОРНОГО ОПРЕДЕЛЕНИЯ СТЕПЕНИ ПУЧИНИСТОСТИ И здание официальное БЗ 9 -2 0 0 4 СТАНДАРТИНФОРМ Москва прочность бетона Группа Ж39 УДК 624.131.3.001.4:006.354 М Е Ж Г О С...»

«Министерство образования и науки Российской Федерации Федеральное агентство по образованию Федеральное государственное бюджетное образовательное учреждение высшего профессионального образования "Кузбасский государственный технический университет им.Т.Ф.Горбачева"Итоговая работа на тему: Пропаганда и популяризация энергосбережения в МБУ "КД...»

«ВСЕСОЮЗНЫЙ ОРДЕНА ТРУДОВОГО КРАСНОГО ЗНАМЕНИ КОМПЛЕКСНЫЙ НАУЧНО-ИССЛЕДОВАТЕЛЬСКИЙ И КОНСТРУКТОРСКОТЕХНОЛОГИЧЕСКИЙ ИНСТИТУТ ВОДОСНАБЖЕНИЯ, КАНАЛИЗАЦИИ, ГИДРОТЕХНИЧЕСКИХ СООРУЖЕНИЙ И ИНЖЕНЕРНОЙ ГИДРОГЕОЛОГИИ (ВНИИ ВОДГЕО) ГОССТРОЯ СССР СПРАВОЧНОЕ ПОСОБИЕ К СНиП 2.04.03-85 ПРОЕКТИРОВАНИЕ СООРУЖЕНИЙ ДЛЯ ОЧИСТКИ СТО...»

«МЕЖ ГОСУДАРСТВЕННЫ Й СОВЕТ ПО СТАНДАРТИЗАЦИИ, МЕТРОЛОГИИ И СЕРТИФИКАЦИИ (МГС) INTERSTATE COUNCIL FOR STANDARDIZATION. METROLOGY AND CERTIFICATION (ISC) ГОСТ МЕЖГОСУДАРСТВЕННЫЙ 26983— СТАНДАРТ ХЛЕБ ДАРНИЦКИЙ Технические условия И зданио о ф и ц иа л ьн о е гт щ т ш л Стждшрпч фецм 201" качество сварных соединений ГОСТ 26983— 2015 П ре д исловие...»

«А. А. В И Р А Б О В РУДНИЧНЫЙ ТРАНСПОРТ ДОПУЩЕНО Министерством высшего и среднего специального образования СССР в качестве учебного пособия для горных техникумов ИЗДАТЕЛЬСТВО " Н Е Д Р А" Москва 1971 Рудничный транспорт. ВИРАБОВ А. А. М., изд-во "Недра" 1971, стр. 3...»

«инновационная политика и проблемы развития национальной инновационной системы УдК 334.027 А. В. Грибовский канд. экон. наук, заведующий отделом, Российский научно-исследовательский институт экономики, политики и права в научно-технической с...»

«УДК 008.02 УГРОЗЫ ИНФОРМАЦИОННОЙ БЕЗОПАСНОСТИ В СЕТИ ИНТЕРНЕТ: СОВРЕМЕННЫЕ ВЫЗОВЫ Фейзиева С. Ф. студентка 4-го курса департамента политологии и социологии, Уральский федеральный университет г. Екатеринбург, Россия feizieva96@mail.ru THREATS OF INFORMATION SECURITY IN THE INTERNET: CURRENT CHALLENGES Fejzieva S student of the 4th ye...»

«Советский Союз в 1964-1985 гг. (часть 4) Продолжаем публикацию конспектов лекций по русской истории. Период с 1964 по 1985 годы занимает большой объём и поэтому мы публикуем материал, разбив его по темам. Ранее читайте ч...»

«АО "КЭАЗ" Россия, 305000, г. Курск, ул. Луначарского, 8 WWW.KEAZ.RU ВЫКЛЮЧАТЕЛИ АВТОМАТИЧЕСКИЕ ТИПА АЕ2040; АЕ2050М; АЕ2050М1 Руководство по эксплуатации ГЖИК.641359.001 РЭ Сделано в России НАЗНАЧЕНИЕ Настоящее...»

«И здание официальное ГОСУДАРСТВЕННЫЙ гост СТАНДАРТ СССР 3920—47* Всесоюзный комитет стандартов ПРОВОЛОКА СТАЛЬНАЯ при Совете Министров ЛУЖЕНАЯ КАБЕЛЬНАЯ Союза ССР Группа В72 Настоящий стандарт распространяется на стальную...»

«Переславская Краеведческая Инициатива. — Тема: предприятие. — № 1866. Кружевники В 1252 г. на дипломатической встрече с королём Венгерским князь Даниил Галицкий был с. 11 в одежде, "ошитой кружевами". Ипатьевская летопись, в которой впервые на Руси встречается это слово — "кружево", уводит нас в седую древнос...»

«Изв. вузов "ПНД", т. 19, № 1, 2011 УДК 57.087 СИНХРОНИЗАЦИЯ КОЛЕБАНИЙ В ДИНАМИКЕ АНСАМБЛЕЙ КОРКОВЫХ НЕФРОНОВ О.Н. Павлова, А.Н. Павлов, А.А. Анисимов, А.И. Назимов, О.В . Сосновцева Путем анализа экспериментальных данных исследуется коллективная динамика ансамблей из нескольких десятков нефронов,...»

«ТЕХНОЛОГИТехнологический центр Технологический центр KROENERT в Гамбурге предлаЧЕСКИЙ гает уникальные услуги. На трех разных установках с множеством технологических процессов осуществЦЕНТР ляется разработка специа...»

«ВЕСТНИК ИНЖЕНЕРНОЙ ШКОЛЫ ДВФУ. 2017. № 4(33) МЕХАНИКА: Техническая диагностика прочности машин, приборов и аппаратуры DOI.org/10.5281/zenodo.1119155 УДК 681.326 А.Н. Жирабок, Н.А. Яценко, А.Л. Филатов, С.В. Павлов ЖИРАБОК...»







 
2019 www.mash.dobrota.biz - «Бесплатная электронная библиотека - онлайн публикации»

Материалы этого сайта размещены для ознакомления, все права принадлежат их авторам.
Если Вы не согласны с тем, что Ваш материал размещён на этом сайте, пожалуйста, напишите нам, мы в течении 1-2 рабочих дней удалим его.