Содержание к диссертации
Введение
Глава 1. Обзор литературы 12
1.1 Способы и схемы регулирования производительности современных винтовых компрессоров 12
1.2 Основные уравнения газодинамики двухфазных потоков 14
1.2.1 Уравнение расхода 15
1.2.2 Уравнение движения частиц 16
1.2.3 Уравнение движения газа 18
1.2.4 Уравнение энергии 19
1.2.5 Уравнение теплообмена между частицей и газом 19
1.3 Рабочие процессы и математические модели компрессоров объемного принципа действия, работающих на парогазожидкостных смесях 21
1.4 Элементы теории гомогенного течения применительно к описанию рабочего процесса винтового маслозаполпенного компрессора 35
1.5 Расчет массообмена в объемных компрессорах с двухфазным рабочим телом 39
1.6 Движение фаз в роторных компрессорах при сжатии газожидкостных смесей 41
Глава 2. Математическое моделирование рабочего процесса винтового маслозапол пенного компрессора 46
2.1 Моделирование технических систем 46
2.2 Исходные данные для моделирования винтового компрессора 47
2.3 Математическое описание физических процессов винтового маслозапол-ненного компрессора 51
2.4 Алгоритм расчета процесса сжатия винтового маслозаполненного ком прессора на основе математического описания физических процессов, происходящих в его рабочей полости 60
2.4.1 Задание типа рабочего вещества и параметров термодинамического цикла 60
2.4.2 Задание геометрических параметров рабочих органов компрессора 60
2 4.3 Задание марки и свойств смазочного масла 61
2.4.4 Определение параметров рабочего вещества в начальный момент процесса сжатия 61
2.4.5 Геометрический смысл метода Рунге-Кутта при решении линейных дифференциальных уравнений I порядка 65
2.4.6 Вычисление параметров рабочего вещества в процессе сжатия 67
2.4.7 Дополнительные затраты мощности в течение рабочего процесса компрессора 69
2.4.8 Описание межфазного теплообмена в течение рабочего процесса.. 69
2.4.9 Определение величины внутренних протечек 76
2.4. ЮЭнергетическис характеристики компрессора 77
Глава 3. Рабочие процессы винтового компрессора с регулируемой объемной производительностью 80
3.1 Конструктивная схема регулятора производительности 80
3.2 Определение закона изменения площади проходного сечения перепускного окна 85
3.3 Математическое описание рабочего процесса на ф)азе регулирования производительности 93
Глава 4. Численные эксперименты с математическими моделями 98
4.1 Сравнение различных способов регулирования производительности компрессоров 98
4.2 Влияние внешней степени повышения давления на эффективность-регулирования производительности золотниковым способом 103
4.3 Коэффициент полезного действия винтового компрессора при работе с неполной производительностью 108
4.4 Влияние типа хладагента на энергетический эффект от использования золотника измене иной конструкции 112
4.5 Холодильный коэффициент при работе с неполной производительностью 113
Выводы 115
Список литературы 117
Приложения 122
- Основные уравнения газодинамики двухфазных потоков
- Математическое описание физических процессов винтового маслозапол-ненного компрессора
- Определение закона изменения площади проходного сечения перепускного окна
- Влияние внешней степени повышения давления на эффективность-регулирования производительности золотниковым способом
Введение к работе
Объемные компрессоры широко применяются для сжатия дфухфазных газожидкостных смесей, поскольку обладают более высокими энергетическими показателями и лучшими массогабаритными характеристиками по сравнению с "сухими" аналогами. Наличие жидкой фазы в сжимаемом газе объясняется особенностями протекания технологического процесса в ряде производств, а также намеренной подачей жидкости в компрессор для улучшения его рабочего процесса. В частности, в холодильной технике для комплектации серийных агрегатов и машин достаточно давно используются маслозаполненные компрессоры. Использование впрыска жидкости, в основном масла, в винтовые компрессоры привело к существенному изменению конструкции компрессоров и выделению их в особый класс маслозаполненных машин, применяемых для сжатия разнообразных газов не только в холодильной технике, но и в других отраслях промышленности. В целях повышения безопасности, надежности и экономичности рассматривается, кроме подачи масла, впрыск других смазочно-охлаждающих жидкостей, например воды в воздушные компрессоры или хладагента- при использовании винтовых компрессоров в циклах холодильных машин (цикл с экономайзером).
Впрыскиванием жидкости в компрессор одновременно решают задачи охлаждения сжимаемого газа, уплотнения щелевых зазоров, характерных для роторных объемных компрессоров, и смазки поверхностей трения. При этом, с одной стороны, происходит повышение производительности компрессора в основном вследствие лучшего уплотнения рабочих полостей и уменьшение мощности сжатия благодаря снижению показателя политропы. С другой стороны, накапливание жидкости на стенках приводит к повышению потерь мощности на трение роторов о газо жид костную смесь и на прокачку жидкости через компрессор.
Возникающие в результате этого потери мощности могут превзойти положительный эффект и снизить КПД компрессора. Кроме того, из-за наличия
8 жидкой фазы могут увеличиться потери давления в процессах всасывания и нагнетания.
Ввиду широкого применения в холодильной технике винтовых маслозаполнениых компрессоров является актуальной разработка мер по повышению эффективности их работы. Одним из достоинств винтовых компрессоров является возможность плавного регулирования их холодопроизводительпости. Вместе с тем, эффективность работы ВМК при уменьшении производительности снижается. Это происходит, главным образом, вследствие уменьшения геометрической степени сжатия компрессора при снижении производительности. При движении золотника от торца всасывания к торцу нагнетания сокращается эффективная длина винтов, что ведет к уменьшению геометрической степени сжатия сг, которая зависит от соотношения между объемом парной полости и заполненным объемом. Уменьшение сг влечет за собой понижение внутренней степени повышения давления тга, так как 7га =f(cj. Вследствие того, что внешняя степень повышения давления при этом остается постоянной, уменьшение жа приводит к увеличению потерь, связанных с несоответствием внутренней и внешней степенен повышения давления.
При работе компрессора с неполной производительностью между неподвижным корпусом и кромкой золотника образуется щель, через которую часть рабочего вещества выталкивается в камеру всасывания, на это затрачивается дополнительная работа, из-за чего также ухудшается энергетическая эффективность машины.
Кроме того, при уменьшении производительности растет относительная величина протечек, что ухудшает КПД компрессора.
Одним из направлений сокращения энергетических потерь является создание регулятора с изменяющейся геометрической степенью сжатия. Это достигается изменением конфигурации окна нагнетания в зависимости от степени регулирования производительности.
Второе направление работ по повышению эффективности ВМК при регулировании производительности — уменьшение газодинамических потерь при выталкивании рабочего вещества из парных полостей во всасывающую камеру компрессора.
Целью данной диссертационной работы является накопление и обобщение научных материалов, посвященных компрессорам объемного принципа действия с двухфазным рабочим телом и регулированию их производительности, математическое моделирование термогазодинамических процессов в рабочей полости винтового маслозапол ценного компрессора при работе с полной и частичной производительностью при регулировании золотниковым способом, разработка компьютерных программ, позволяющих проводить теоретические эксперименты и осуществлять анализ эффективности работы винтового компрессора в составе холодильных систем при различных внешних температурных условиях и тепловых нагрузках, а также на разных холодильных агентах. Проверка адекватности полученных результатов осуществляется на основе экспериментальных исследований [22], проведенных на кафедре холодильных машин и ннзкопотенцналыюй энергетики Санкт-Петербургского государственного университета низкотемпературных и пищевых технологий. Объектом экспериментального исследования являлся холодильный винтовой маслозаполненный компрессор ВХ-130, работающий на хладоне R22 в составе экспериментального стенда типа "газовое кольцо", позволяющего изменять давления всасывания и нагнетания в широком диапазоне и тем самым моделировать переменные внешние условия работы холодильной машины.
Кроме этого, рассматривается вопрос повышения энергетической эффективности винтового компрессора при работе с неполной производительностью за счет применения золотника регулятора с измененной конфигурацией кромок со стороны всасывания. В отличие от стандартного золотника, кромки которого расположены перпендикулярно продольной оси
10 компрессора, кромки измененного золотника выполнены под углами, равными углам наклона винтовых линий соответствующих винтов.
Научная новизна работы заключается в разработке математического описания рабочих процессов, происходящих в винтовом компрессоре при регулировании его объемной производительности, создании компьютерных программ на основе принятой математической модели, позволяющих рассчитывать рабочие параметры винтового компрессора в широком диапазоне плавного изменения объемной производительности. Проведено исследование влияния газодинамических сопротивлений при перепуске пара во всасывающую камеру в процессе регулирования на эффективность компрессора при фиксированной геометрической степени сжатия.
Внедрение результатов работы производилось в научно-производственной фирме "ЭНТЕХМАШ" (г. Санкт-Петербург) при оценке эффективности функционирования винтовых компрессоров в составе холодильных систем при производстве проектных работ и при технической диагностике уже существующих объектов.
Основные положения, выносимые на защиту:
математическая модель холодильного винтового компрессора с регулируемой объемной производительностью;
формальный аппарат описания рабочих процессов винтового компрессора при регулировании производительности;
результаты расчетных исследований, показывающие основные эффекты внедрения золотника измененной конструкции без одновременного регулирования геометрической степени сжатия: увеличение индикаторного КПД, расширение диапазона регулирования объемной производительности.
Основные положения диссертации докладывались и обсуждались на II Международной научно-технической конференции, посвященной 300-летшо Санкт-Петербурга «Низкотемпературные и пищевые технологии в XXI веке»,
Санкт-Петербург, 2003 г.; па ежегодных научно-технических конференциях СПбГУНиПТ.
Основной материал диссертации опубликован в четырех печатных работах, среди которых две статьи и два тезиса докладов.
Диссертация состоит из введения, четырех разделов (глав), выводов по работе, списка литературы, включающего 48 наименований, и приложений. Работа изложена на 94 страницах машинописного текста, содержит 38 рисунков, 1 таблицу, 12 страниц приложений.
Основные уравнения газодинамики двухфазных потоков
Если массовые расходы и скорости фаз в данном сечении канала соответственно равны Gt, и GK, сг и ск, то в единице объема вблизи рассматриваемого сечения содержится p G/(FcJ кг газа и p G FcJ кг частиц. Величину р или рю можно рассматривать как плотность фазы, осредненную по объему. Между средней плотностью фазы и ее истинной плотностью существуют следующие соотношения: где истинные плотности фаз/э,, \\рк определяются из уравнений состояния. Соотношения для местной массовой и расходной массовой концентраций фаз: c, Эти выражения отличаются от обычного уравнения расхода G Fcp однофазного течения тем, что они имеют дополнительный множитель, учитывающий загромождение сечения канала другой фазой. В общем случае при движении частицы в потоке газа на нее действуют следующие силы: сила аэродинамического сопротивления; сила, обусловленная ускорением частицы относительно газа; сила, обусловленная градиентом давления в потоке; сила, обусловленная градиентом температуры в потоке (сила термофреза); массовая сила; сила Магнуса; сила Бассэ. Значение силы аэродинамического сопротивления может быть определено следующим образом: где Сот,, =с-с —геометрическая разность скоростей между газом и каплей жидкости; /- площадь поперечного сечения частицы; Cx - коэффициент лобового сопротивления, который, в общем случае, является функцией числа Рейнольдса и может быть аппроксимирован следующим образом:
Направление силы сопротивления совпадает с вектором относительной скорости С„тн. Сила, обусловленная градиентом давления: dP где —- - градиент давления вдоль направления движения капли жидкости; дХ dK - диаметр капли. Сила, обусловленная градиентом температуры в потоке, определится следующим выражением: цг - коэффициент динамической вязкости газа; кг,Ак — соответственно коэффициенты теплопроводности газа и капли. Для оценки силы, действующей на каплю от неравномерности распределения температур, принимается, что направление данной силы совпадает с направлением силы Ftip. Сила, обусловленная ускорением частицы относительно газа: Массовая сила запишется в виде: Сила Магнусса обусловлена вращательным движением частицы относительно собственного центра масс вследствие неравномерного распределения скоростей газовой фазы в потоке. Учитывая, что неравномерность распределения скоростей в потоке газовой фазы в поперечном направлении незначительна и ее определение представляет сложную математическую задачу, принимается, что действие силы Магнусса на частицу пренебрежимо мало. Сила Бассэ возникает при медленном относительном движении частицы в газовом потоке и соответствует силе вязкости после действия. Действие этой силы также пренебрежимо мало. Уравнение динамики движения капли охлаждающей жидкости с учетом вышеизложенного запишется в виде: В большинстве случаев, встречающихся на практике, основной силой, действующей на частицу, является сила аэродинамического сопротивления; остальные силы по сравнению с ней малы. Тогда уравнение динамики движения капли можно записать в виде [ ]: где х - линейный размер.
Математическое описание физических процессов винтового маслозапол-ненного компрессора
По принципу действия винтовой маслозаполненный компрессор относится к машинам объемного типа действия с внутренним сжатием, происходящим в замкнутом изменяющемся объеме рабочей полости, и принудительным газораспределением. Рабочей полостью компрессора является парная полость, образованная впадинами ведущего и ведомого винтов. При вращении роторов, благодаря разрежению, создаваемому во впадинах при выходе зубьев из зацепления, происходит заполнение парной полости газом, которое продолжается до тех пор, пока открыто окно всасывания. При дальнейшем вращении роторов объем парной полости уменьшается и газ сжимается за счет энергии, подводимой к нему извне, В процессе сжатия в рабочую полость компрессора подается масло, которое перемешивается с сжимаемым газом, в результате чего образуется двухфазная смесь. Процесс сжатия продолжается до момента, когда кромки зубьев ведущего и ведомого винтов, ограничивающие парную полость, совместятся с кромкой окна нагнетания. В этот момент давление газомасляной смеси достигает определенной величины, которая в общем случае может не совпадать с давлением в камере нагнетания.
При дальнейшем вращении роторов открывается нагнетательное окно и начинается процесс нагнетания газа. Если давление внутреннего сжатия Ра меньше давлення нагнетания Рн, то происходит внешнее дожати с газомасляной смеси до давления нагнетания. Если же давление внутреннего сжатия больше давления нагнетания, то происходит расширение газа до этого давления.
Система основных допущений при составлении математической модели выглядит следующим образом: — газовая среда непрерывна и описывается уравнениями состояния реальных газов. Допущение о непрерывности основывается на том, что характерный размер системы (длина парной полости) значительно превышает длину свободного пробега молекулы хладагентов в рабочем диапазоне парокомпрессорных холодильных машин; - жидкая фаза (масло) несжимаема. В диапазоне давлении, в котором функционируют холодильные винтовые компрессоры, изменение плотности масла очень незначительно и не оказывает заметного влияния на рабочий процесс; - жидкая фаза равномерно распределена по всему объему парной полости в виде сферических капель одинакового диаметра. Данное допущенне основано на способе впрыска масла в парную полость компрессора, который осуществляется через ряд отверстий, расположенных по длине корпуса. Таким образом, в рабочее пространство постоянно подаются новые порции масла в капельной форме в течение всего рабочего процесса; - изменение потенциальной и кинетической энергии рабочего тела пренебрежимо мало. Допущение основывается на том, что скорости потока во входном и выходном сечениях компрессора отличаются незначительно и имеют небольшие абсолютные значения (число Маха М « 1); - теплообмен с окружающей средой во время рабочего процесса пренебрежимо мал и в рассмотрение не принимается. Это допущение можно признать обоснованным из-за сравнительно малой величины поверхности рабочей камеры по сравнению с площадью капель масла, находящихся в сжимаемом газе; - давление газа в камерах всасывания и нагнетания не изменяется во времени и равно соответствующим номинальным значениям. В связи со сложностью математического описания действительного процесса всасывания применяется схематизация индикаторной диаграммы, при которой процессы всасывания и нагнетания считаются изобарными. При этом площадь расчетной диаграммы равна площади экспериментальной, что обеспечивает равенство определяемых работ и индикаторных мощностей. Рассмотрим внутренние процессы винтового компрессора. Первый закон термодинамики для открытой термодинамической системы имеет вид -ДУ- изменение внутренней энергии газа; dQ - элементарное количество теплоты, подведенной к газу от окружающей среды и отведенной от газа к окружающей среде; dL — элементарная деформационная работа; dEgx — полная энергия, вносимая в контрольный объем извне; dE6btx - полная энергия, отводимая из контрольного объема во внешнее пространство. Применительно к компрессорам объемного принципа действия выражение (2.3.1) можно записать в следующем виде где и — удельная внутренняя энергия рабочего вещества в контрольном объеме; т - масса рабочего вещества; dW— элементарное изменение контрольного объема; dmexi и іеХщі - присоединяемые масса и ее удельная энтальпия; dmBblxj и /" - отсоединяемые масса и удельная энтальпия рабочего вещества в контрольном объеме. Процессы компрессоров паровых холодильных машин проходят в непосредственной близости от правой пограничной кривой. В связи с этим при моделировании необходимо учесть реальность рабочего вещества. Уравнение состояния реального газа можно записать в следующем виде: PW = zmRT, (2.3.3) где г- коэффициент сжимаемости рабочего вещества; т - масса рабочего вещества, кг; R - газовая постоянная, Дж/(кт-К); Т— термодинамическая температура, К. Выполнив ряд преобразовании, получим выражение где cv — удельная объемная теплоемкость, Дж/(кгК). Из выражения (2.3.4) получаем дифференциальное уравнение, описывающее изменение давления в контрольном объеме в зависимости от времени Полная внутренняя энергия рабочего вещества в контрольном объеме равна Тогда можно записать, что Из термодинамики известно, что изменение температуры вещества в элементарном рабочем процессе равно Подставив выражение (2.3.7) в (2.3.8) и выполнив преобразования, получим дифференциальной уравнение, описывающее изменение температуры рабочего вещества в зависимости от времени
Определение закона изменения площади проходного сечения перепускного окна
Для создания адекватной матсхматической модели процессов, происходящих в винтовом компрессоре при регулировании его объемной производительности необходимо знать площадь сечения окна, через которое "лишний" пар перепускается из парной полости в камеру всасывания, на любом угле поворота ведущего ротора. Однако размер и конфигурация этого окна зависят не только от угла поворота ротора, но и непосредственно от положения золотника регулятора. В связи с этим необходимо получить зависимости площади перепускного окна FpM от угла поворота ведущего ротора р\ при разных фиксированных значениях положения золотника.
Рассмотрим более подробно изменение площади перепускного окна экспериментального компрессора ВХ-130 в течение его рабочего цикла при положении золотника, соответствующем 40% объемной производительности. Положение регулятора должно быть таким, чтобы сжатие началось в момент, когда объем парной полости составляет заданное значение величины объемной производительности. При производительности 40% объем парной полости в начале сжатия должен составлять 40% от полного объема парной полости или в общем случае где х- заданное значение объемной производительности компрессора, %. Для того чтобы правильно определить положение золотника, необходимо определить угол поворота ротора в момент, когда объем парной полости составит х % от полного объема. Для экспериментального компрессора ВХ-130 полный объем парной полости равен W( =429 см , значит, при производительности 40% сжатие должно начаться в момент, когда объем полости составит Wo4o 17l,6 см3. Такому значению соответствует угол поворота ведущего ротора р 224,6. Далее, воспользовавшись зависимостью между углом поворота ротора и продольным перемещением винтовой линии, определяем положение золотника регулятора производительности где zp продольное положение золотника от торца всасывания, мм; pi - угол поворота ведущего ротора, ; h\ — осевой шаг ведущего винта, мм.
На рис. 3.2.1 схематично изображены стадии изменения формы и размеров перепускного окна при регулировании холодопроизводительности компрессора с помощью золотникового регулятора с кромками, расположенными под углами равными углам наклона винтовых линий соответствующих винтов, а на рис. 3.2.2 - зависимость/рег-/( р})- Изменение конфигурации перепускного окна происходит в три этапа, соответствующие схемам (а)- (г) на рис. 3.2.1. На первом этапе (рис. 3.4, а) имеет место линейное увеличение площади перепускного окна - участок 1-2 на рис. 3.2.2. В конце этого этапа (рис. 3.2.1, б) линейная зависимость сменяется выпуклой вверх - участок 2-3 на рис. 3.2.2, т.е. производная dfpe/d(pi уменьшается, что объясняется тем обстоятельством, что кромки торца всасывания расположены под прямым углом к продольной оси компрессора, а винтовые линии роторов - нет, а значит, одинаковым приращениям dtp/ будут соответствовать разные, причем все уменьшающиеся приращения dfper
На втором этапе (рис. 3.2.1, в) площадь перепускного окна остается постоянной, о чем свидетельствует горизонтальный участок 3-4 зависимости fpce-fftpi) на рис. 3.2.2. На этом этапе парная полость уже отделилась от торца всасывания, но еще не достигла кромок золотника. Как видно из рис. 3.2.1 при этом площадь перепускного окна равна полной проекции парной полости на горизонтальную плоскость, а значит, площадь перепускного окна имеет максимально возможное значение. Как будет показано ниже при работе на более высоких производительностях зависимость /рег /( Рі) не будет иметь горизонтального участка. ведущего ротора ірі при регулировании измененным золотником.
Третий этап - уменьшение площади сечения перепускного окна. На рис. 3.2.2 этому этапу соответствует участок 4-7. На большей его части (5-6) площадь сечения перепускного окна уменьшается линейно, однако на участках 4-5 и 6-7 имеет место нелинейность, обусловленная наличием поперечного участка кромки золотника регулятора со стороны ведомого винта (рис. 3.2.1).
Несколько иначе выглядит зависимость /рег=/( рі) при регулировании хо-лодопроизводителышети стандартным золотником, кромки которого со стороны всасывания расположены под прямым углом к продольной оси компрессора. Схема изменения конфигурации перепускного окна для такого варианта представлена на рис. 3.2.3. На начальном этапе (рис 3.2.3, а), как и в случае с измененным золотником имеет место линейное увеличение площади сечения перепускного окна-участок 1-2 нарис. 3.2.4. Далее зависимость ,=/( становится нелинейной - участок 2-4. Нелинейность, как и при регулировании изменен ным золотником, объясняется различными углами кромок торца всасывания и наклона винтовых линий винтов. Естественно, это обстоятельство зависит только от геометрии винтов, и является общим для регуляторов обоих видов. Как видно из рис. 3.2.4 функция/рег=/( р]) имеет экстремум в точке 3 на участке 2-4 в отличие от случая с измененным золотником (рис. 3.2.2), когда максимальному значению функции соответствовал целый участок 3-4. Это объясняется тем, что при таком положении золотника, которое показано на рис. 3.2.3, в момент, когда задние по направлению движения парной полости зубья отделились от торца всасывания, передние уже достигли кромки регулятора. Вследствие этого максимальное значение площади сечения перепускного окна меньше, чем полная площадь проекции парной полости на горизонтальную плоскость. Следует отметить, что при работе на производителыюстях 30% и ниже горизонтальный участок все же будет иметь место, однако его протяженность по углу поворота ведущего ротора будет значительно меньшей, чем при регулировании измененным золотником.
Влияние внешней степени повышения давления на эффективность-регулирования производительности золотниковым способом
Как отмечалось ранее, в реальных условиях эксплуатации возможны такие режимы холодильных систем, при которых давление внутреннего сжатия не совпадает с давлением конденсации. Кроме этого, сам принцип золотникового регулирования холодопризводительности неизбежно подразумевает уменьшение геометрической степени сжатия сг, а значит, и внутренней степени повышения давления тсл.
На рис. 4.2.1 и 4.2.2 представлены зависимости изменения соответственно абсолютных и относительных значений индикаторной мощности эксперимен тального компрессора ВХ-130 при различных значениях давления всасывания и постоянном давлении нагнетания. Геометрическая степень сжатия также оставалась фиксированной и равной 4.
Как видно из рисунков, эффективность золотникового регулирования увеличивается с увеличением давления всасывания. Это обусловлено тем, что с уменьшением давления всасывания увеличивается коэффициент режима кр=Р[/РА, т.е. возрастают потери, связанные с недожатием рабочего вещества в компрессоре. При регулировании производительности в связи с уменьшением эффективной длины винтов коэффициент кр еще больше увеличивается. При этом с уменьшением давления всасывания уменьшается наибольшая разница между значениями коэффициента кр при полной и частичной производительности, т.е. степень недожатая. В результате этого индикаторная мощность компрессора при работе с неполной производительностью уменьшается менее значительно при работе на режимах с большей степенью недожатня.
При дальнейшем увеличении давления всасывания при работе компрессора с полной производительностью имеет место пережатие рабочего вещества, т.е. Рл Рн- В этом случае регулирование производительности является полезным с точки зрения выравнивания давлений конца внутреннего сжатия н нагнетания и, соответственно, уменьшения потерь, связанных с пережатием рабочего вещества. Дальнейшее уменьшение объемной производительности ведет к недожатию рабочего вещества в связи со значительным уменьшением эффективной длины винтов, однако степень недожатия в этом случае естественно меньше, чем в режимах с низким давлением всасывания, а значит, меньше потери и, соответственно, выше эффективность регулирования производительности.
На практике температура источника низкой температуры в большинстве случаев остается примерно постоянной, что связано с особенностями технологических процессов потребителей холода. Изменение значения температуры охлаждаемой среды обычно связано с изменением технологического режима производства, что происходит довольно редко или не происходит вообще. В связи с этим, давление кипения, а значит, и давление всасывания компрессора также меняются мало.
По-другому обстоит дело с температурой источника высокой температуры, от которой напрямую зависит давление конденсации и, соответственнс, давление нагнетания, а значит, непосредственно весь рабочий процесс компрессора. Причинами колебаний давления конденсации являются сезонные и суточные колебания температуры окружающего воздуха. Прежде всего, такие колебания оказывают влияние на конденсаторы воздушного охлаждения и испарительные конденсаторы, Следует отметить, что, в связи со значительным удорожанием городской водопроводной воды, в современных условиях в холодильных машинах средней и крупной производительности практически не используются кожухотрубные конденсаторы на проточной воде. В случае применения аппаратов этого типа, как правило, предусматривается система оборотного водоснабжения конденсатора, включающая атмосферный охладитель, в качестве которого используется сухая или мокрая градирня. Таким образом, при использовании конденсаторов всех наиболее распространенных в настоящее время типов, а именно, воздушных, испарительных, кожухотрубных и пластинчатых (в машинах средней и малой мощности) давление конденсации в значительной степени зависит от температуры окружающей среды.
Алгоритм управления давлением конденсации в большинстве современных контроллеров холодильных машин примерно одинаков: включением-выключением вентиляторов воздушного конденсатора или сухой градирни, а также насоса в испарительном конденсаторе в зависимости от отклонения текущего значения величины давления от уставки. При таком алгоритме управления возможны весьма значительные колебания давления конденсации при работе холодильной машины с переменной нагрузкой, в особенности при невысоких температурах окружающего воздуха. Это связано с инерционностью системы управления. В случае превышения значением регулируемого параметра величины уставки и дифференциала, постепенно включаются вентиляторы. В ус лошіях работы с неполной нагрузкой давление сравнительно быстро уменьшается, что приводит к отключению вентиляторов. При этом некоторое время давление продолжает снижаться из-за тепловой инерционности системы, затем вновь начинает расти. Далее цикл повторяется. При работе с полной нагрузкой эти колебания практически исчезают, и машина работает в установившемся режиме, однако при неполной производительности весьма затруднительно поддерживать давление конденсации на постоянном уровне.
В связи с этим актуальным является вопрос оценки эффективности регулирования хол одо производительности при фиксированном давлении всасывания и переменном давлении нагнетания.
