Объемные и энергетические потери в холодильном маслозаполненном винтовом компрессоре

Раздел 1. ХОЛОД

УДК 621.514.54 '

Объемные и энергетические потери в холодильном маслозаполненном винтовом компрессоре

А.Н. НОСКОВ, А.А. МАРКОВ

СПбГУНиПТ

A method and results of calculations of voluminous and energy losses in a refrigeration oil-filled screw compressor is presented. The largest losses during capacity control have been determined. Choice of the most energetically effective scheme of the regulator of capacity allows to increase efficiency of the compressor by 3 - 23 %.

Маслозаполненные винтовые компрессоры (ВКМ) благодаря простоте и надежности, высокой энергетической эффективности, возможности работы в автоматическом режиме, хорошим массогабаритным показателям получили широкое применение на предприятиях различных отраслей промышленности.

Для поддержания в охлаждаемом объекте температуры заданного диапазона при переменных нагрузках и параметрах окружающей среды служит система регулирования производительности и геометрической степени сжатия компрессора, от эффективности которой зависит эффективность работы холодильной машины.

В связи с этим разработка методики расчета компрессора, позволяющей установить влияние на эффективность его работы отдельных видов потерь как при полной, так и частичной производительности и рассчитать его объемные и энергетические характеристики, является актуальной задачей. Зная объемные и энергетические потери в различных рабочих процессах и элементах компрессора, можно определить те конструктивные элементы, изменение которых способно больше всего повлиять на увеличение объемных и энергетических показателей его работы.

В результате решения уравнений массового и теплового баланса процесса всасывания в работе [6] получена зависимость для расчета коэффициента подачи X, которая не учитывает влияния градиента давления по высоте зуба, сопротивления всасывающего тракта и увеличения коэффициента подачи из-за перепуска ком-примируемой среды на всасывание при уменьшении

производительности. С учетом этих факторов зависимость принимает вид

X — \ а *а у ^а б *а б

2 Рв От /ав Ст гав

^мр.у (^'мр.у ^'мр) Смр 6 0мр 5 ^мр) ^Р]

GT

G-r

-------- + -

W„ Ря

п * в

где а

_Ц1~Цк

2ЯТВ ’

М(, ик-окружные скорости на периферии и у корня зуба винта;

Я - газовая постоянная;

Тв - температура на всасывании;

Дрд - потери давления на всасывании в компрессоре;

рв - давление всасывания;

(7Т- масса смеси в парной полости (ПП) по условиям всасывания;

(?а у, Оаб - масса пара утечек хладагента и балластного пара хладагента; .

^мр у, Смр б - масса маслофреонового раствора утечек и балластного раствора;

/а в — энтальпия всасываемого хладагента;

гмр - энтальпия маслофреонового раствора в конце

процесса всасывания;

ia у, I у - энтальпия пара утечек хладагента и утечек маслофреонового раствора;

К *мр б - энтальпия балластного пара хладагента и балластного маслофреонового раствора;

М'м-объем, занимаемый маслофреоновым раство-

ром в конце процесса всасывания;

ДРпо _ сопротивление перепускного окна при выталкивании смеси на всасывание при уменьшении производительности.

Введя соответствующие обозначения в формулу (1), получим

X -1 - ДХа - АА.В - АХау - АХх6 -A^Mn v ~ АХ, б ~ ^мп + АХ ,

где ДХа, ^^а.у’ ^^а.б’ ^^мр.у’ АХмр д, ^^мр влияющие на уменьшение коэффициента подачи соответственно градиент давления по высоте зуба; потери давления на всасывании; утечки пара и балластного пара хладагента; утечки маслофреонового раствора и балластного раствора; полезный объем ПП; ДАП0 - влияющий на увеличение коэффициента подачи рост давления в ПП при выталкивании смеси на всасывание.

При расчете массообмена между сопряженными парными полостями использовали зависимости

где цсм, — значения коэффициентов потерь смеси через щели компрессора, определяемые по методу, предложенному А.Л. Верным [5]; ссм- скорость течения смеси в узком сечении щели; рсм - плотность смеси;

I - текущая длина щели;

5^ - минимальная высота щели в нормальном к винтовой поверхности сечении; ск - время истечения.

Метод расчета компрессора, позволяющий определить влияние на эффективность его работы отдельных видов потерь и рассчитать энергетические характеристики, предложен в [7].

Изоэнтропный внутренний КПД Г|Л( связан с коэффициентом подачи X зависимостью

= Хр,

где р — - полнота индикаторной диаграммы;

/,/ - площади индикаторной диаграммы соответственно при теоретическом изоэнтропном и действительном процессах сжатия.

У ВКМ площадь/ отличается от площади/ вследствие действия следующих факторов: наличия депрессии в процессе всасывания Д/в; начала сжатия хладагента в ПП с более низким давлением, чем давление всасывания, А/нсв', утечек из ПП на всасывание А/ ;

изоэнтропного сжатия смеси пара и маслофреонового раствора вместо изоэнтропного сжатия чистого пара хладагента Д/мрсж;

выделения теплоты трения винтов о паромасляную смесь Д/тр;

впрыска в ПП маслофреонового раствора Д/вп; возрастания давления в ПП в процессе переноса в результате перетечек из полостей с более высоким давлением Д/пер;

перетечек между рассматриваемой ПП и идущими спереди и сзади полостями Д/ерет; натечек из камеры нагнетания в ПП ;

* нат. н ’

потери давления при выталкивании хладагента из ПП

Д/ ;

^ выт’

наличия депрессии в процессе выталкивания компри-мируемой среды через перепускное окно на всасывание Д/- .

ПО

Таким образом, .

А = Л + 4/в ~ 4/нс.в ~ Д/ут ~ А/мр.сж + Д/тр +

+ Д/вп + А/пер + Д/перет + А/" нат.н + А/выт + А/по'

С учетом уравнения (5) выражение (4) можно представить в виде

Л„ =1-АЛа -Алв -Алау ~ АЛаб -Алнр -

_ Алпер -Алперет -Алнат.н -Длвыт -Алпо,

где Ала = АХа;

АЛв = А^в + 8/в - 8/нс_вс;

дЛа.у = ААау -8/^;

АЛа.б = А^-а.6 ’

АЛмр = АА.мр у + ДХ,нрб + АА,мр - 8/мр сж + + 8Д +8/вп;

Ал пер ~ ^/пср »

Ал перет перет 5

А’Ч на, „ '?/'иат.н ’

Ал выт ~ §/выт ’

АЛ = —АА. + 8/ .

“ПО ПО J по

Величины 8/в = A/B//s и т.д. - соответствующие относительные отличия площади индикаторной диаграммы от площади диаграммы при теоретическом изоэнтропном процессе сжатия.

Формула (6) для расчета Т]а. учитывает величины отдельных видов энергетических потерь в ВКМ вследствие: наличия градиента давления по высоте зуба Дг|а; наличия депрессии в процессе всасывания Дг)в; утечек пара хладагента Дг]а у; наличия балластного пара хладагента Дг|а6;

наличия маслофреонового раствора в ПП в процессе сжатия Ап ;

!мр’

возрастания давления во впадине ведомого винта в процессе переноса Длпер;

перетечек между рассматриваемой ПП и идущими спереди и сзади полостями Дг|перет;

натечек компримируемой среды из камеры нагнетания Ап ;

"нат.н’

выталкивания компримируемой среды из ПП в камеру нагнетания ДПВЫТ‘> выталкивания компримируемой среды из ПП на всасывание в процессе регулирования производительности Дг) соответственно.

по

При неполной производительности компрессора ДЛпер = 0.так как в процессе переноса впадина ведомого винта на значительной длине соединена с областью всасывания.

На кафедре холодильных машин СПбГУНиПТ были проведены исследования холодильного маслозаполнен-

ного винтового компрессора ВХ-130, разработанного в С КБ К (Казань) совместно с ВНИИхолодмашем и изготовленного на Казанском компрессорном заводе. Его основные геометрические характеристики: профиль зубьев - асимметричный; внешние диаметры винтов = £>2 = 160 мм; относительная длина винтов Кх = 0,9; относительный ход ведущего винта Н{ = 1,2; начальная геометрическая степень сжатия Ег = 2,6; средняя величина профильных зазоров - 0,06 мм. Проведенное сравнение рассчитанных по математической модели и экспериментальных значений коэффициентов подачи X и изоэнтропных внутренних КПД Т]5( экспериментального В КМ показало, что при полной производительности погрешность в определении X не превышает 4 %, а т)5, - 6 %.

Большинство ВКМ снабжено регулятором производительности (состоящим из одного золотника), позволяющим регулировать эффективную длину винтов и тем

2 3 4 5 ян

Рис. 1. Величины объемных потерь в экспериментальном ВКМ при К,/ К = 0,5:

1- ДА ;2- ДА • 5-ДА ;4- ДА •

а.у7 а.б7 мр.у7 мр.67

5 — ДА ; 6 — ДА

ПО

а,У’ а.6’ ^\мр>^*\пер' ‘*^'1 ПО’^\нат.н> выт

2 3 4 5 ян

Рис. 3. Величины объемных потерь в экспериментальном ВКМ при Ут./ Ут — 0,5 (кромки золотника выполнены по А.с. 1691558 СССР): обозначения кривых те же, что и на рис. 1

Рис. 2. Величины энергетических потерь в экспериментальном ВКМ при V / Ут = 0,5: 1 — Дг] • 2 — Дт] • 3 — Дг| ; 4 — Дг) ;

*а.у 1а.о* *мр' *по7

5 — Дп ; 6 — Дп ; 7 — Дл

1 пеост' 1нат.н’ ‘выт

А1! о,у> ^Т)о. б> пер> Ат1по»^г1 нат.н• выт

Рис. 4. Величины энергетических потерь в экспериментальном ВКМ при Ут1/ Ут = 0,5 ( кромки золотника выполнены по А.с. 1691558 СССР): обозначения кривых те же, что и на рис. 2

самым изменять объем парной полости \Уп1 в начале процесса сжатия. Так как объем ПП в конце процесса сжатия остается постоянным, уменьшается и геометрическая степень сжатия, что приводит к росту потерь в компрессоре.

Зависимости величин объемных и энергетических потерь исследуемого ВКМ с таким регулятором производительности от внешней степени повышения давления пн при давлении всасывания р= 0,246 МПа (/0= -20 °С) и температуре всасывания /в = -10 °С при Уги/Ут = 0,5 (где Ут. и Ут - текущая и полная объемная производительности компрессора) представлены на рис. 1 и 2.

Рассмотрение полученных зависимостей показывает, что наибольшие из объемных потерь - это потери от утечек пара ДА.ау и балластного пара хладагента ДА-а6; утечек балластного маслофреонового раствора ДАмр 6 и уменьшения полезного объема ПП из-за утечек маслофреонового раствора ДА.мр. Значительную величину составляет рост А. из-за роста давления в ПП при перепуске компримируемой среды на всасывание ДА.по.

Наибольшие из энергетических потерь - это потери от утечек пара ДА.ау и балластного пара хладагента ДА.а б; выталкивания компримируемой среды из ПП на всасывание в процессе регулирования производительности ДА.по и натечек компримируемой среды из камеры нагнетания ДА, .

г нат.н

Объемные и энергетические потери от наличия градиента давления по высоте зуба и от депрессии на всасывании не превышают 0,01, поэтому на графиках не даны.

Анализ энергетических потерь холодильного ВКМ показывает, что для повышения его эффективности необходимо прежде всего уменьшать потери от утечек пара и балластного пара хладагента на всасывании и потери, связанные с выталкиванием компримируемой среды из ПП в камеру нагнетания. Кроме того, при уменьшении производительности компрессора необходимо уменьшать потери при выталкивании компримируемой среды из ПП через перепускное окно на всасывании и потери от недожатия.

Уменьшить потери от недожатия можно одновременным изменением положения цилиндрической части окна нагнетания, выполненной на золотнике, и торцевой части, выполненной на расположенных у торца нагнетания двух поворотных заслонках. На такую конструкцию регулятора получены авторские свидетельства [1 — 3].

Для повышения эффективности регулирования производительности ВКМ кромки золотника, отсекающие ПП от камеры всасывания, могут быть выполнены под уг-

лами наклона, равными углам наклона соответствующих винтов [4]. Это позволит увеличивать площадь перепускного окна и, следовательно, уменьшить потери при выталкивании компримируемой среды из ПП на всасывание.

Объемные потери в ВКМ при регулировании таким регулятором при Ут./Ут = 0,5 показаны на рис. 3, а энергетические потери - на рис. 4. Давление и температура хладагента на всасывании такие же, как и на рис. 1 и 2.

Из приведенных зависимостей видно, что по сравнению с рис. 1 и 2 объемные потери ДА,ау уменьшились, что связано с падением давления в процессе сжатия. В то же время замедлился рост коэффициента подачи из-за депрессии при перепуске компримируемой среды на всасывание ДА.П0. Изменения остальных объемных потерь не столь значительны. В результате этого величина А. уменьшилась. Несмотря на это, изоэнтроп-ный внутренний КПД г|5( увеличился, так как одновременно уменьшились энергетические потери, более всего влияющие на значение Г|^.

Экспериментальное исследование показало, что изменение заслонками торцевой части окна нагнетания при изменении производительности компрессора золотником, отсечные кромки которого выполнены по авторскому свидетельству [4], позволило при пн = = 2,5...4 повысить КПД компрессора по сравнению с регулированием производительности одним золотником на 3 - 23 %.

Список литературы

1.А.С. 1300195 СССР, МКИ Р С 18/16. Винтовой компрессор/ Пекарев В.И., Ведайко В.И., Носков А.Н. 1987. Бюл. № 12.

2. А с. 1333846 СССР, МКИ Б 04 С 18/16. Винтовой компрессор/ Ведайко В.И., Носков А.Н., Пекарев В.И. 1987. Бюл № 32.

3.А.с. 1714200 СССР, МКИ Б04 С 18/16. Винтовой компрессор/ Носков А.Н., Ведайко В.И., Пекарев В.И., Алексеев А.П. 1992. Бюл. №7.

4.А.С. 1691558 СССР, МКИ Б 04 С 18/16. Винтовой компрессор/ Носков А.Н., Алексеев А.П., Пекарев В.И., Ведайко В.И. 1991. Бюл. №42.

5. Верный А.Л. Исследование и метод расчета винтовых маслозаполненных компрессоров // Процессы, технология и контроль в криогенном машиностроении. -Балашиха, 1978.

- 6. Канышев Г.А., Чистяков Ф.М. Коэффициент подачи винтового фреонового маслозаполненного компрессора // Холодильная техника. 1979. № 12.

7. Носков А.Н. Расчет процесса сжатия холодильного винтового компрессора // Компрессорная техника и пневматика. 1997. Вып. 1 -2.