Судовые холодильные компрессоры

 

5.1. Классификация компрессоров

 

Компрессоры предназначены для сжатия и перемещения газа либо пара. Их классифицируют по ряду признаков:

– принципу действия: объёмного и динамического действия. При объёмном процессы совершаются циклически, и пар сжимается благодаря уменьшению объёма. При динамическом процесс сжатия непрерывный, и кинетическая энергия потока преобразуется в потенциальную энергию давления;

– конструктивному признаку: поршневые, ротационные (винтовые, пластинчатые, с катящимся поршнем и роторные) и лопаточные (радиальные, осевые и вихревые). Лопаточные компрессоры — динамического действия, остальные — объёмного. Поршневые компрессоры подразделяются на крейцкопфные и бескрейцкопфные, простого и двойного действия, прямоточные и непрямоточные, блок–картерные и блок–цилиндровые, одно-, двух- и многоцилиндровые, с горизонтальным, вертикальным, V-образным, W-образным и звездообразным расположением цилиндров, с водяным и воздушным охлаждением, с принудительной и свободной смазкой.

– роду сжимаемого газа: углекислотные, аммиачные, фреоновые, воздушные;

– расположению привода: с внешним приводом (сальниковые) и со встроенным (бессальниковые и герметичные);

– назначению и конструктивным особенностям: стационарные и транспортные, высоко-, средне- и низкотемпературные, высоко-, средне- и низкооборотные, одно-, двух- и многоступенчатые, с регулируемой и нерегулируемой холодопроизводительностью, смазываемые и работающие без смазки.

Особенности условий работы холодильных компрессоров: широкий диапазон давления, растворение масла хладагентами, возможность возникновения гидравлического удара при попадании влажного пара в цилиндры и высокая текучесть рабочих веществ. К компрессорам предъявляют требования надёжности, энергетической эффективности, герметичности, возможности автоматизации, низкого уровня шума и т.д. Дополнительные требования к судовым компрессорам: надёжность работы при качке и крене, защита от коррозии, работа при любом сочетании компрессоров и аппаратов.

Судовые холодильные установки в основном оборудуются поршневыми и маслозаполненными винтовыми компрессорами. В установках реконденсации газов часто используют винтовые компрессоры сухого сжатия.

Судовые поршневые компрессоры в основном бескрейцкопфные, простого действия, непрямоточные, блок-картерные, вертикальные, многорядные с V- и W-образным расположением от 2-х до 16-ти цилиндров. Холодопроизводительность регулируется гидравлическим либо электромагнитным отжимом клапанов, изменением частоты вращения либо отключением отдельных компрессоров. Двухступенчатое сжатие чаще реализуется путём разделения цилиндров компрессора между ступенями высокого и низкого давления (обычно в соотношении 1:3). На рефрижераторных судах применяют винтовые маслозаполненные компрессоры.

 

5.2. Действительные процессы в паровых поршневых компрессорах

 

Компрессор отсасывает пар хладагента из испарителя, сжимает и нагнетает в конденсатор. Сжатие происходит вследствие периодического уменьшения объёма цилиндра.

Эффективность работы действительного компрессора оценивается путём сравнения его с идеальным компрессором, не имеющим вредного пространства и потерь. Индикаторная диаграмма идеального компрессора представлена на рис. 5.1. Секундный объём, описываемый поршнями компрессора (м³/с), рассчитывается по формуле

, (5.1)

где D, S — диаметр и ход поршня, м; n — частота вращения, об/мин; z — число цилиндров.

Секундный объем пропорционален ходу поршня, то есть в масштабе он пропорционален величине V_h на диаграмме p,V.

Удельная работа сжатия хладагента в идеальном компрессоре –– техническая работа, изображаемая на диаграмме p, V площадью а-1-2-в. При адиабатном сжатии идеального газа

.

(5.2)

Теоретическая мощность, необходимая для привода компрессора N _т, кВт, может быть рассчитана по формуле

,

(5.3)

где G –– массовый расход хладагента через компрессор, кг/с.

При холодопроизводительности установки Q ₀, кВт, расход хладагента равен

,

(5.4)

где q ₀ –– удельная массовая холодопроизводительность.

Необходимый объёмный расход хладагента через компрессор V, м³/с, связан с массовым расходом зависимостью

,

(5.5)

где v ₁ – удельный объём хладагента на входе в компрессор.

Индикаторная диаграмма реального компрессора показана на рис. 5.2. В нём имеется вредное пространство, образующееся в связи с наличием зазора между поршнем и крышкой цилиндра в конце нагнетания и кольцевого зазора между головкой поршня и цилиндром. Хладагент, оставшийся в этом пространстве, при всасывании расширяется и занимает часть рабочего объёма. Только после сни-жения давления оставшегося хладагента ниже давления в испарителе в цилиндр поступает свежий заряд. Давление в цилиндре во время всасывания и нагнетания отличается от давления в испарителе и конденсаторе из-за гидравлических сопротивлений. Температура хладагента к началу сжатия отличается от температуры во всасывающем трубопроводе вследствие нагрева от клапанов и стенок цилиндра. Кроме того, имеются утечки хладагента при сжатии.

Расширение хладагента из вредного пространства и гидравлические сопротивления изменяют форму индикаторной диаграммы, а утечки хладагента и теплообмен не влияют на её форму (отличие политроп сжатия и расширения от адиабат трудно оценить по внешнему виду диаграммы).

 

5.3. Объёмные и энергетические потери в поршневом компрессоре

 

Для реального поршневого компрессора характерны объёмные и энергетические потери. Из-за влияния вредного пространства всасывание хладагента происходит только на части объёма, описываемого поршнями, поэтому масса хладагента, поступающего в компрессор, меньше теоретически возможной. Другие объёмные потери обусловлены отличиями давления в цилиндре во время всасывания и нагнетания от давлений испарения и конденсации, подогревом хладагента при всасывании и его утечками при сжатии. Объёмные потери уменьшают подачу хладагента, а энергетические увеличивают затрачиваемую работу по сравнению с теоретической.

Объёмные потери характеризуются коэффициентом подачи — отношением действительной массовой (либо объёмной) производительности компрессора к теоретической

.

(5.6)

Коэффициент подачи реального компрессора определяют как произведение четырех частных коэффициентов

,

(5.7)

где λ_с –– объёмный коэффициент, учитывающий потери, связанные с вредным пространством, λ_др –– коэффициент дросселирования, λ_w –– коэффициент подогрева, λ_пл –– коэффициент плотности, учитывающий утечки хладагента.

Объемный коэффициент определяют из соотношения

,

(5.8)

где c = V_c / V_h.

Из уравнения политропы 3-4'

.

(5.9)

Отсюда следует

.

(5.10)

Для упрощения принимают показатель политропы расширения n = 1 (обычно n ≈ 1,1). При этом λ_с несколько занижается, что идет в запас производительности компрессора. Объёмный коэффициент зависит от с и отношения р _к/ р ₀ и для хладагента R22 при t _к = 45ºС, t ₀ = –45ºС и с = 0,05 λ_с = 0.

Гидравлические сопротивления во всасывающем и нагнетательном трактах, особенно в клапанах, приводят к тому, что давление всасывания р _вс ниже, а давление нагнетания р _наг выше соответствующих значений р ₀ и р _к. Разность давлений Δ р _вс =р ₀– р _вс называют депрессией при всасывании, а разность Δ р _наг =р _наг– р _к — депрессией при нагнетании. Депрессия влияет на положение политроп сжатия и расширения и уменьшает объём всасываемого пара, отнесенный к давлению р ₀.

Потери от гидравлических сопротивлений учитывает коэффициент дросселирования , изменяющийся в пределах 0,95–1,00. В учебнике В.А. Загоруйко рекомендуется принимать значения Δ р _вс=0,05 МПа и Δ р _наг=0,1 МПа и рассчитывать коэффициент всасывания λ_инд=λ_сλ_др по формуле

.

(5.11)

При указанных выше значениях депрессии средняя величина λ_др составляет 0,93–0,96. В компрессорах c правильно спроектированными клапанами λ_др колеблется от 0,95 до 1,0. Для увеличения λ_др необходимо, чтобы при открытии клапанов ∆ р не превышало 0,004 МПа. Более существенно дросселирование в клапанах влияет на энергетические потери.

Потери от вредного пространства и дросселирования можно определить, сравнив действительную индикаторную диаграмму с теоретической, поэтому их называют видимыми. Потери от подогрева и неплотностей называют скрытыми.

При подогреве хладагента от клапанов и стенок цилиндра от температуры испарения Т ₀ до температуры Т_x уменьшаются его плотность и массовый заряд. Соответствующая объёмная потеря определяется коэффициентом подогрева

.

(5.12)

В (5.12) отношение плотностей заменено отношением температур при допущении, что хладагент–– идеальный газ.

Температуру Т_х сложно определить, так как на неё влияют конструкция, размеры и условия работы компрессора, род хладагента и т.д. Коэффициент λ_w зависит от этих факторов и от состояния рабочего тела, поступающего в цилиндр.

При работе «сухим ходом» рекомендуются эмпирические зависимости для расчёта коэффициента подогрева:

– для прямоточных компрессоров

,

(5.13)

– для непрямоточных

.

(5.14)

В точных расчетах учитывают отношение р _к/ р _и, вид хладагента и тип компрессора (сальниковый либо бессальниковый). В бессальниковых компрессорах подогрев больше в связи с тем, что там хладагент охлаждает электродвигатель.

Потери от неплотностей зависят от условий эксплуатации и срока службы компрессора; коэффициент λ_пл принимают равным 0,96–0,98. Основная доля объёмных потерь учитывается коэффициентами λ_с и λ_w, приближенно λ_v ≈ λ_сλ_w.

Объёмную производительность реального компрессора рассчитывают, зная коэффициент подачи λ_v

.

(5.15)

где q_v = q ₀/ v ₁ — удельная объёмная холодопроизводительность, кДж/м³.

При данном значении V_h будет ряд значений Q ₀ в зависимости от температур испарения и конденсации. Поэтому приняты стандартные условия работы компрессоров: t _и = –15^оС, t _к = 30^оС с поверхностным переохлаждением водой хладагента перед дросселированием на 5 ^оС. Стандартные условия можно пересчитать на рабочие по соотношению

.

(5.16)

Энергетические потери в компрессоре складываются из индикаторных и механических. Индикаторный к.п.д. –– отношение теоретической работы l _т к индикаторной l_i

.

(5.17)

где l _т= h ₂ – h ₁, а l_i определяют по индикаторной диаграмме.

Индикаторная работа учитывает потери, связанные с депрессией в клапанах и подогревом хладагента при всасывании. Умножив (5.17) на секундный расход хладагента G, получим

.

(5.18)

Индикаторный к.п.д. определяют по эмпирической формуле

,

(5.19)

где коэффициент b равен 0,002 для вертикальных аммиачных машин и 0,0025 для фреоновых.

Эффективная мощность, которую необходимо подводить к компрессору, больше индикаторной на величину механических потерь, учитываемых механическим к.п.д.

.

(5.20)

Эффективная мощность N_e=N_i+N_тр. Мощность трения определяют с помощью давления трения: N_тр = V_h p_тр, кВт, где размерности V_h – м³/с, р_тр – кПа. Для аммиачных машин р_тр равно 60 кПа, для фреоновых –– 30–50 кПа.

Конечная энергетическая оценка реального компрессора определяется эффективным холодильным коэффициентом

.

(5.21)

Для компрессоров со встроенными электродвигателями учитывают к.п.д. электродвигателя и вводят понятия электрический к.п.д. η_э и электрический холодильный коэффициент ε_э.:

,

(5.22)

где N _э и η_эд –– мощность и к.п.д. электродвигателя (0,95–0,98).

По рассчитанным значениям V_h и N_е подбирают тип и марку компрессоров. При автономном расположении оборудования целесообразно подбирать не менее двух компрессоров на каждый трюм. Это упрощает регулирование холодопроизводительности. Следует предусматривать установку одного резервного компрессора той же марки.

 

5.4. Рабочие процессы в ротационных и винтовых

компрессорах

В ротационных компрессорах объёмные потери определяются коэффициентом подачи, а энергетические –– индикаторным и механическим к.п.д. Бóльшие значения имеют потери из-за неплотности, от теплообмена рабочего тела с деталями компрессора и гидравлические потери.

Объёмные потери в таких компрессорах зависят от многих факторов. Коэффициент подачи в данном случае представляют как функцию степени повышения давления π= р _к/ р _и

,

(5.23)

где а = 0,05 при Q ₀>100 кВт и 0,1 при Q ₀<100 кВт.

Для ротационных компрессоров с катящимся ротором коэффициент подачи определяется соотношением

,

(5.7а)

где для малых компрессоров λ_др = 1, λ_пл = 0,82–0,92 при п = 50 об/с и 0,75…0,88 при п = 25 об/с, а λ_w равно

.

(5.24)

Значение λ_с рассчитывают по (5.10), а относительную величину вредного пространства с принимают равной 0,02–0,03.

В пластинчатых ротационных компрессорах на преодоление трения расходуется 20–30 % подводимой мощности, из них 80–90 % –– на трение пластин. Оптимальное число пластин, обеспечивающее минимум суммы внутренних и механических потерь, составляет 8–10 для компрессоров без разгрузочных колец и 16–18 для компрессоров с кольцами.

Эффективный к.п.д. пластинчатого ротационного компрессора уменьшается с ростом степени повышения давления π. Для крупных машин и машин с малым перепадом давлений η_е = 0,67 при π = 2 и 0,47 при π = 7.

Производительность винтового компрессора зависит от протечек пара через зазоры между винтами и корпусом. Протечки делятся на внешние и внутренние; последние делятся на утечки (из полости сжатия в полость всасывания) и перетечки (между полостями сжатия). Коэффициент подачи λ_v зависит от утечек, гидравлического сопротивления тракта всасывания, подогрева хладагента при всасывании и его теплофизических свойств. Приближенные значения λ_v винтовых компрессоров сухого сжатия рассчитывают по формуле

,

(5.25)

где a = 0,95…0,99, b = 0020…0,028 в зависимости от размеров компрессора и условий его работы.

Теоретическая мощность винтового компрессора затрачивается как на сжатие, так и на перемещение рабочего вещества. В связи с энергетическими потерями необходимо подводить дополнительную мощность. Эти потери подразделяются на внутренние и внешние. Внутренние включают утечки и перетечки рабочего вещества, его подогрев от корпуса компрессора и винтов, несовпадение давлений внутреннего и внешнего сжатия, гидравлические сопротивления трактов всасывания и нагнетания, трение винтов о рабочее вещество. Эти потери учитывает индикаторный к.п.д η _i. К внешним относятся потери на трение в подшипниках, винтах,шестернях, уплотнениях валов; их учитывает механический к.п.д. η_м.

В винтовых компрессорах нет всасывающих и нагнетательных клапанов, поэтому давление внутреннего сжатия р _вн может не совпадать с давлением конденсации р _к. Возможны три варианта: дожатие при р _вн < р _к, пережатие при р _вн > р _к и экономичный режим р _вн = р _к. Для обеспечения экономичного режима регулируют значение р _вн с помощью золотников.

Индикаторный к.п.д. винтового компрессора сухого сжатия на основном режиме работы равен 0,75…0,8. Индикаторный к.п.д. повышается при охлаждении корпуса, так как уменьшаются протечки и показатель политропы сжатия.

В винтовых компрессорах, заполненных маслом, оно помимо смазывания поверхностей обеспечивает плотность винтовых полостей. От масла требуются минимальная взаимная растворимость с хладагентом; малая зависимость вязкости от температуры и от растворения хладагента в масле. В винтовых компрессорах существует оптимальный расход масла, которое уменьшает утечки, но занимает часть рабочего объёма. Относительная величина подачи масла рассчитывается из уравнения теплового баланса G _м/ G _а = c _а·Δ t _a/ c _м Δ t _м, где Δ t _м = 20…40 ^оС. Относительный расход масла растет с увеличением значения π= р _к/ р _и (для предотвращения утечек).

Коэффициент подачи маслозаполненного винтового компрессора λ_v учитывает потери от утечек хладагента, наличия балластного рабочего вещества, подогрева хладагента и потери объёма из-за наличия масляного раствора и поступления масла из подшипников. Основными являются две первые потери, остальные в сумме составляют 1–6 %. На значение λ_v влияют также температуры всасываемого хладагента и масла. Для аммиачных компрессоров значение λ_v равно

.

(5.26)

При работе компрессора на R22 значение λ_v выше на 4 %.

Для маслозаполненных компрессоров фирмы “Sabroе” значения λ_v обобщены формулой

.

(5.27)

Коэффициенты λ₀, A и B зависят от размеров компрессора и рода хладагента.

Энергетические потери маслозаполненного винтового компрессора характеризуются мощностью, затрачиваемой на трение роторов о паромасляную смесь N _мт, на транспортирование масла N _мн и на трение в подшипниках и уплотнениях N_тр. Общая мощность, затрачиваемая в компрессоре, равна

,

(5.28)

где N _а — теоретическая (адиабатная) мощность,

N _внi — мощность, затрачиваемая на индикаторные потери.

Индикаторная мощность определяется из соотношения

,

(5.29)

где V _м — расход масла, м³/с,

р_i — среднее индикаторное давление, кПа.

Внутренняя мощность компрессора

,

(5.30)

где η_вн –– внутренний к.п.д., учитывающий все потери, кроме механических.

Эффективная мощность равна

,

(5.31)

где η_е –– эффективный к.п.д., лежащий в пределах 0,40–0,65.

Компрессоры подбирают либо по холодопроизводительности Q _0ст при стандартных условиях, либо по рассчитанному значению геометрического объема V_h. Первый метод удобен в приближенных расчетах одноступенчатых установок, при этом Q ₀ рабочего режима пересчитывается на Q _0ст.

На крупных рефрижераторных и рыбопромысловых судах устанавливают винтовые компрессоры, что позволяет работать по одноступенчатой схеме в широких интервалах температуры. Эти компрессоры выбирают по графикам и таблицам в зависимости от холодопроизводительности Q _0ст.

Второй метод применяют при тщательном расчете одноступенчатых установок и при подборе компрессоров для двухступенчатых. В этом случае определяют геометрический объем V_h, описываемый поршнями либо рабочими полостями винтов или роторов. По значению V_h подбирают тип и число компрессоров. Двухступенчатые циклы реализуют, выбирая различное количество компрессоров одной марки для ступеней низкого и высокого давлений, либо используя агрегаты, объединяющие эти ступени в одном блоке (V_hн / V_hв = 3).

После выбора компрессоров следует рассчитать эффективную мощность и проверить, обеспечивают ли её электродвигатели. Как отмечено ранее, необходимо также предусмотреть установку резервного компрессора той же марки.

Поделиться:

Воспользуйтесь поиском по сайту: