В данной статье Владимир Борисович Сапожников, доктор технических наук, профессор, подробно и в доступной форме изложил основные принципы подбора компрессоров для парокомпрессионных холодильных машин.
Перед тем как приступать к подбору конкретной модели компрессора, следует определиться с его типом и конструктивным исполнением. Согласно ГОСТ 28567 «Компрессоры. Термины и определения» компрессором называют энергетическую машину или устройство для повышения давления и перемещения газа или смесей нескольких газов (рабочей среды). Если компрессор конструктивно объединен с приводным механизмом, такой агрегат называют компрессорным агрегатом. В холодильной технике понятие «компрессорный агрегат» заменили понятиями «герметичный компрессор» и «бессальниковый компрессор» согласно ГОСТ 24393 «Техника холодильная. Термины и определения». В этом стандарте приведены следующие определения:
бессальниковый холодильный компрессор – холодильный компрессор со встроенным электродвигателем, имеющий внешние корпусные детали и разъемный герметичный корпус;
герметичный холодильный компрессор – холодильный компрессор с электродвигателем в герметичном неразъемном кожухе;
сальниковый холодильный компрессор – холодильный компрессор с уплотнением приводного конца вала.
Заметим, что в литературе часто используют термины «полугерметичный компрессор», под которым подразумевают бессальниковый компрессор, и «открытый компрессор», имея в виду сальниковый компрессор. Эти термины появились в результате безграмотного перевода технической документации в начале 1990-х годов и являются кальками с английских терминов «semi-hermetic» и «open». К сожалению, они довольно прочно прижились среди специалистов-холодильщиков, несмотря на абсолютную абсурдность с технической точки зрения. В дальнейшем мы будем придерживаться только стандартизованной терминологии.
Есть еще один вариант конструктивного исполнения холодильных компрессоров, о котором не упоминается в ГОСТ 24393. Это компрессорный агрегат, в котором вал ротора приводного электродвигателя жестко скреплен с приводным концом вала компрессора, а обмотки статора электродвигателя отделены от ротора тонким герметичным экраном из нержавеющей стали. Следовательно, в этих агрегатах ротор электродвигателя находится в контакте с хладагентом, а статор контактирует с воздухом, окружающим агрегат. Такие компрессорные агрегаты принято называть холодильными компрессорами с экранированным статором (в англоязычной литературе – «semi-open»).
У каждого из перечисленных вариантов конструктивного исполнения холодильных компрессоров есть свои достоинства и недостатки. Так, в сальниковом компрессоре в качестве при- вода можно использовать любой тип двигателя (электродвигатель, внутреннего сгорания, газотурбинный) и любой передаточный механизм (муфта, редуктор, шкив и т.п.). Это обстоятельство позволяет с успехом применять сальниковые компрессоры в холодильных установках и системах кондиционирования транспортных средств (автомобильных и железнодорожных). Кроме того, сальниковые компрессоры повсеместно применяют в холодильных установках, работающих на аммиаке, поскольку приводной двигатель не контактирует с хладагентом и, следовательно, если это электродвигатель, обмотки его статора (медный провод) не подвержены агрессивному воздействию хладагента. Последнее относится и к компрессорам с экранированным статором. Основным недостатком сальниковых компрессоров является то, что сальниковое уплотнение конца приводного вала не является абсолютно герметичным и допускает пусть незначительные, но в некоторых случаях совершенно неприемлемые утечки хладагента.
Герметичные компрессоры полностью лишены этого недостатка, но технологически собрать приводной двигатель и компрессор большой производительности (свыше 40–50 кВт) в герметичном неразъемном кожухе довольно проблематично и экономически нецелесообразно, поскольку такие компрессоры неремонтопригодные.
Таким образом, вопрос о варианте конструктивного исполнения компрессора в каждом конкретном случае решают с учетом назначения холодильной установки, ее производительности, применяемого хладагента, условий эксплуатации (размещения) и, безусловно, экономических факторов.
При подборе компрессора предстоит решать вопрос о принципе действия и типе рабочих органов. По принципу действия компрессоры подразделяют на две больших группы: объемные и динамические.
В компрессоре объемного действия рабочий процесс осуществляется в результате циклического изменения объемов рабочих камер: цилиндра при движении поршня в поршневом компрессоре, парной полости, образуемой винтовым зацеплением в винтовом компрессоре, серповидной полости между подвижной и неподвижной спиралями в спиральном компрессоре и т.д.
В компрессоре динамического действия рабочий процесс осуществляют в результате динамического воздействия на непрерывный поток сжимаемого газа (центробежные, осевые, струйные и другие компрессоры).
Кроме того, различают одноступенчатые и многоступенчатые компрессоры в зависимости от числа ступеней (секций), из которых они состоят.
Выбор принципа действия и типа рабочих органов компрессора является сложной комплексной задачей системотехнического характера. В 1970 – 1980-х годах в ведущей организации СССР по холодильному машиностроению ВНИИхолодмаш были проведены специальные теоретические исследования по определению рациональных областей применения холодильных компрессоров различных типов и принципов действия. В результате были составлены номограммы (рис. 1). Конечно, эти данные сегодня не вполне представительны, поскольку не учитывают появление систем, использующих в качестве хладагентов двуокись углерода, и ориентированы главным образом на так называемый промышленный холод, т.е. на установки производительностью не менее 10 кВт. Но в первом приближении эти номограммы могут быть рекомендованы для ориентировки по выбору принципа действия и типа рабочих органов компрессора.
После того как выбран вариант конструктивного исполнения компрессора (сальниковый, бессальниковый, герметичный, с экранированным статором), принцип действия и тип рабочих органов, следует приступать к подбору модели. Компрессор призван обеспечивать надлежащую работу испарителя, поэтому подбор конкретной модели компрессора нужно производить только после того, как подобран испаритель и определены основные температурные параметры работы будущей холодильной машины:
температура кипения хладагента в испарителе T0;
перегрев пара хладагента на входе в компрессор T к (не путать с пере- гревом пара хладагента на выходе из испарителя, поскольку в общем случае это разные величины, хотя иногда они численно могут быть равны);
температуру конденсации Tк;
температуру жидкого хладагента на выходе из конденсатора Tж (или, что то же самое, переохлаждение жидкого хладагента на выходе из конденсатора, определяемое как ∆T к переохл = Tк – Tж). Значения двух последних параметров, строго говоря, могут быть определены только после того, как подобран конденсатор, однако, подбирая компрессор, можно задать их значения в зависимости от того, каким образом в холодильной машине предполагается организовать процесс конденсации. Этот вопрос более подробно мы рассмотрим чуть ниже.
Схема простейшей парокомпрессионной холодильной машины и холодильный цикл в координатах «давление P – энтальпия i» представлены на рис. 2. Точки 1 – 7 холодильного цикла на рис. 2, б соответствуют значениям параметров состояния холодильного агента (температуры, давления, удельного объема) и функций параметров состояния (энтальпии и энтропии) в тех же точках 1 – 7 холодильного контура на рис. 2, а.
На рис. 2, б представлено графическое изображение изменения параметров состояния и функций параметров состояния холодильного агента в зависимости от давления и энтальпии, полученное с помощью уравнения состояния для конкретного хладагента. Точки на кривой АВ соответствуют хладагенту в состоянии насыщенного пара (температура хладагента равна температуре начала кипения при данном давлении, доля пара в единице объема равна 100 %, перегрев пара хладагента равен нулю). Справа от кривой АВ хладагент находится в состоянии перегретого пара (ПП), т.е. его температура выше температуры кипения при данном давлении. Точка В определяет критические значения температуры и давления для данного хладагента, т.е. такие значения температуры, при которых данное вещество не может быть переведено в жидкое состояние ни при каком сколь угодно высоком давлении.
Точки на кривой ВС соответствуют хладагенту в состоянии насыщенной жидкости (температура хладагента равна температуре конца конденсации при данном давлении, доля пара в единице объема – 0 %, переохлаждение жидкого хладагента равно нулю). Слева от кривой ВС хладагент находится в состоянии переохлажденной жидкости (ПЖ), т.е. его температура ниже температуры кипения при данном давлении. Внутри области, ограничиваемой кривой АВС, хладагент находится в состоянии парожидкостной смеси (П+Ж) с переменной долей пара в единице объема (от 100 % на кривой АВ до 0 % на кривой ВС).
Процесс, реализуемый в компрессоре, на рис. 2, б соответствует отрезку 1–2. Это означает, что хладагент входит в компрессор в состоянии перегретого пара с температурой Т всас = Т0 + DTк перегр при давлении на всасывании
Рвс = Р0 – DР1,
где Р0 – давление кипения хладагента в испарителе; DР1 – сумма потерь давления в испарителе, всасывающей магистрали, на всасывающем патрубке и в полости всасывания компрессора.
Значения параметров состояния хладагента в точке 1 (выход из испарителя) в общем случае, как уже отмечалось, строго говоря, не равны их значениям на входе в компрессор. Например, величина DР1 (в зависимости от типа, состава и структуры холодильной машины, температурных параметров холодильного цикла, применяемых хладагентов и конструкции испарителя, всасывающей магистрали) может принимать значения от 10 до 100 кПа, а перегрев пара хладагента на входе в компрессор DTк перегр от 5–8 до 18–20 К. Поэтому на практике при подборе компрессора принято допускать, что величиной DР1 можно пренебречь и считать Рвс @ Р0.
Температуру Т всас = Т0 + DT к перегр (или, что то же самое, температуру перегрева пара хладагента на входе в компрессор DT к перегр) и температуру переохлаждения жидкого хладагента на выходе из конденсатора DTк переохл при подборе компрессора рекомендуется принимать в соответствии с требованиями ГОСТ Р 54381–2011 «Компрессоры холодильные. Условия испытаний по определению основных характеристик, допуски и представление данных производителями». Данный стандарт является гармонизированной версией европейского стандарта EN 12900:2006 «Refrigerant compressors-Rating conditions, tolerances and presentation of manufacturer’s performance data».
Производители холодильных компрессоров объемного действия согласно требованиям этих стандартов должны экспериментально определять и указывать в технической документации (каталогах) основные характеристики холодильных компрессоров – холодопроизводительность и потребляемую мощность при перегреве на всасывании 10 К для компрессоров, работающих на галогенсодержащих углеродах и углеводородах, в том числе их смесях, и 5 К для работающих на аммиаке. Переохлаждение жидкого хладагента на выходе из конденсатора DTк переохл в процессе испытаний по определению холодопроизводительности и потребляемой мощности согласно требованиям стандартов должно быть равно нулю.
Скорее всего, при работе компрессора в составе холодильной установки такие температурные режимы по перегреву и переохлаждению вряд ли будут реализованы, поскольку и переохлаждение жидкого хладагента на выходе из конденсатора DTк переохл всегда будет больше нуля, и перегрев на всасывании будет не ниже значений, определенных стандартом. Но, как будет показано далее, подбирая компрессор по значениям его производительности при указанных температурных режимах, мы получим модель, фактическая производительность которой при работе в составе конкретной холодильной установки всегда будет несколько выше или, по крайней мере, не ниже значения, которое указано в документации (каталоге).
Температуру конденсации, которую следует задавать при подборе компрессора, определяют, как отмечалось выше, в зависимости от того, каким образом в холодильной машине пред[1]полагается организовать процесс конденсации.
Для конденсаторов воздушного охлаждения температура конденсации Tk связана с температурой наружного воздуха на входе в конденсатор
Tа3: Tk = Tа3 + DTмакс,
где DTмакс – температурный напор на входе в конденсатор.
Для всех трубчато-ребристых конденсаторов воздушного охлаждения с принудительным обдувом независимо от назначения холодильной установки и марки используемого хладагента расчетное значение DTмакс принимают равным 15±3 К. Иначе говоря, при нормальной работе любой холодильной установки значение Tk в трубчато-ребристых конденсаторах воздушного охлаждения с принудительным обдувом превышает температуру наружного воздуха, окружающего конденсатор, не менее чем на 12 и не более чем на 18 К. При расчете или подборе конденсатора воздушного охлаждения с принудительным обдувом в качестве расчетного значения температуры наружного воз духа Tа3 принимают, как правило, среднее значение дневной июльской (если установку будут эксплуатировать в Северном полушарии) температуры наружного воздуха, зафиксированное по результатам многолетних наблюдений в регионе, где будут эксплуатировать установку. Например, для средней полосы России в качестве расчетного значения температуры наружного воздуха Tа3 принимают 28 °С, и расчетное значение Tk будет от 42 до 48 °С.
Для конденсаторов водяного охлаждения в отличие от конденсаторов воздушного охлаждения желательно контролировать и поддерживать не максимальный температурный напор (на входе охлаждающей среды в конденсатор), а минимальный: DTмин = = Tk – Te4, т.е. разность между температурой конденсации хладагента в конденсаторе Tk и температурой охлаждающей среды (воды) Te4 на выходе из конденсатора. В общем случае этот параметр при нормальной работе установки должен составлять 4–5 К. При этом перепад температур по воде DTеk = Tе4 – Tе3 (Te4 и Tе3 – температура воды на выходе и входе в конденсатор) для кожухотрубных и пластинчатых конденсаторов водяного охлаждения при нормальной работе установки рекомендуется поддерживать в диапазоне 10–15 К.
Если в установке предполагают использовать конденсатор водяного охлаждения, то значение температуры конденсации следует выбрать, исходя из условия, согласно которому Tk будет на 15–20 К выше температуры охлаждающей воды на входе в конденсатор. Аналогично следует определять рас[1]четное (номинальное) значение Tk для других вариантов организации процесса конденсации (открытая, закрытая градирня, испарительный конденсатор и т.п.). После того как будут установлены расчетные (номинальные) значения температур кипения T0 и конденсации Tk, перегрева на всасывании DT к перегр и переохлаждения DTк переохл, необходимо по каталогу (документации) производителя подобрать модель, которая обеспечит требуемую холодопроизводительность с коэффициентом запаса, как правило, 1,03–1,07. Следует иметь в виду, что правильно подобранный компрессор должен иметь коэффициент рабочего времени (суммарное время работы в течение суток, поделенное на 24 ч, или суммарное время за определенный промежуток времени, в течение которого достигается необходимая температура охлаждаемой среды, к продолжительности этого промежутка времени), равный примерно 0,8±0,1. Иначе говоря, если расчетным периодом являются сутки, то правильно подобранный компрессор должен иметь суммарную наработку в течение суток не более 22 и не менее 18 ч. Если в течение суток суммарная наработка превышает 22 ч, значит, компрессор не справляется с тем количеством теплоты, для отбора которого в течение заданного времени предназначена холодильная установка. Если, напротив, суммарная наработка компрессора менее 18 ч, значит, для данного количества теплоты выбрана переразмеренная, более дорогостоящая модель.
Как уже отмечалось выше, в соответствии с требованиями ГОСТ Р 54381–2011 или EN 12900:2006 в ката[1]логах (документации) значения холодопроизводительности компрессоров указывают в виде графиков, таблиц и (или) аппроксимационных зависимостей от температур кипения и конденсации. При этом перегрев на всасывании составляет 10 К для компрессоров, работающих на галогенсодержащих углеродах и углеводородах, в том числе их смесях, и 5 К для компрессоров, работающих на аммиаке. Переохлаждение жидкого хладагента на выходе из конденсатора T к переохл согласно требованиям этих стандартов должно быть равно нулю.
Однако, строго говоря, для компрессора понятие холодопроизводительности является условным. Компрессор сам по себе никакого холода не производит, а лишь обеспечивает откачку паров кипящего в испарителе хладагента при давлении кипения P0 (температуре кипения T0) и далее сжимает эти пары до давления конденсации Pk (при температуре конденсации Tk). Для нормальной работы холодильной установки необходим баланс между количеством пара, образующимся в испарителе в единицу времени (кг/с), и количеством пара (кг/с), которое компрессор способен откачать из испарителя при давлении на входе P0 и сжать пар до давления Pk.
Этот баланс может быть найден с помощью параметров холодильного цикла в координатах «давление P – энтальпия i», представленного, в частности, на рис. 2, б. Для этого используют понятие удельной холодопроизводительности холодильного цикла q (количество теп[1]лоты, отведенное от охлаждаемой среды в расчете на 1 кг холодильного агента, прошедшего через испаритель). Ее величину определяют как разность энтальпий i хладагента в точках 1 и 6, т.е. q = i 1 – i 6. Значения энтальпий определяют с учетом переохлаждения жидкости на выходе из конденсатора и перегрева пара на выходе из испарителя.
Холодопроизводительность холодильного компрессора
Q = q • m,
где m – массовый расход хладагента через испаритель (испарители) и, следовательно, во всем холодильном контуре, кг/с.
Чтобы получить требуемую холодопроизводительность Q, необходимо подобрать компрессор, который при заданных давлениях кипения и конденсации способен обеспечить массовый расход хладагента через испаритель (испарители) m = Q/q. Испарителей, обслуживаемых данным компрессором, может быть несколько. Более того, как правило, один компрессор обслуживает несколько испарителей, причем с разными значениями температур кипения. Поэтому при подборе компрессора необходимо суммировать значения массовых расходов через все обслуживаемые испарители, имея в виду, что суммарный массовый расход должен обеспечиваться компрессором при минимальном из всех возможных значений давления (температуры) кипения.
Еще одним вопросом, который предстоит решать при подборе компрессора, является регулирование производительности. Если тепловая нагрузка (количество теплоты, для отбора которой в течение заданного времени предназначена холодильная установка) постоянная, то компрессор может не иметь системы регулирования производительности. В противном случае необходимо предусматривать такую возможность в зависимости от текущей тепловой нагрузки. Существует множество технических решений, обеспечивающих как плавное, так и ступенчатое регулирование производительности: от использования многокомпрессорной установки (два, три, иногда до пяти параллельно работающих компрессоров) до применения частотных преобразователей, изменяющих частоту питающего приводной двигатель компрессора переменного тока. Этот вопрос заслуживает отдельного рассмотрения.
Автор: Владимир Борисович Сапожников, доктор технических наук, профессор.
