ПОИСК Статьи Рисунки Таблицы Аксиальные компрессоры из "Малые холодильные машины" Аксиальные компрессоры, более компактные и легкие, чем обычные, применяют в транспортных холодильных установках. [c.108] Схема компрессора фирмы Дженерал Моторе (США) для автомобильного кондиционера показана на рис. 68,а. Компрессор шестицилиндровый. [c.108] При частоте вращения 25 с часовой объем 18,6 холодопроизводительность ( 0 — 5°С к = 60° С) равна 7000 Вт (6030 ккал/ч). Холо дильный агент — фреон-12. [c.109] Обычно такие компрессоры предназначены для работы в широком диапазоне частоты вращения (от 10 до ШО с ) при высоких температурах окружающей среды (компрессор монтируют на автомобильном двигателе). [c.110] Схема герметичного аксиального компрессора (патент ГДР) представлена на рис. 68,6. Компрессор одноцилиндровый в качестве косой шайбы служит торцовая поверхность ротора 23, к которой прижат шариковый подшипник 3. В одной отливке с цилиндром расположены всасывающий и на- гнетательный глушители 21 и 22. [c.110] Оптимизация нагнетательного клапана. Определение оптимадьного диаметра отверстия в седле нагнетательного клапана компрессора 2Ф В-4/4,5 было проведено автором [54]. С увеличением диаметра отверстия снижается скорость пара, а следовательно, и падение давления в нагнетательнфм клапане, но вместе с тем увеличивается мертвое пространство, в результате чего падает коэффициент подачи. Была поставлена задача наити оптимальный диаметр отверстия, при котором рабочие коэффициенты компрессора достигают максимума. [c.111] Опыты были проведены на фреоне-12 при температуре конде нсации 40° С, всасывания 15° С, частоте вращения 11 с , диаметрах отверстия в седле 11,5 (принятый ранее размер), 7, б и 4 мм. Скорость пара в седле клапана, подсчитанная по средней скорости поршня и отношению сечений, при этом изменялась от 12 до 100 м/с скорость в щели клапана йо всех случаях оставалась равной 17 м/с. [c.111] Изменение мертвого объема в зависимости от диаметра отверстия показано на рис. 69, а. Пунктиром проведена линия, соответствующая мертвому объему в цилиндре (при линейном мертвом пространстве 0,6 мм). На рис. 69, б, в представлено изменение средней (условной) скорости пара в Ьтверс-тии седла и коэффициент подачи. Общий мертвый объем (а вместе ним и объемный коэффициент) при увеличении диаметра седла от 4 до 7 мМ изменялся незначительно, так как объем отверстия в седле составлял лишь небольшую долю общего мертвого объема. [c.111] При увеличении диаметра отверстия до 11,5 мм мертвый объем сильно возрос, а коэффициент подачи снизился. [c.111] На графике (рис. 69, г) показано изменение эффективного холодильного коэффициента. Увеличение диаметра отверстия от 4 до 6 мм (умег ьшение скорости от 100 до 45 м/с) вызывало рост, а дальнейшее увеличение отверстия — падение энергетических коэффициентов. Это связано с изменением потери давления в седле. При возрастании скорости от 20 до 40 м/с давление конца сжатия, как показывает расчет, увеличивается примерно на 10 кПа. При неизменной холодопроизводительности это могло бы вызвать незначительное уменьшение холодильного коэффициента е . Но холодопроизводительность компрессора в связи с ростом X при этом увеличилась примерно на 5%, а потери трения и потери в электродвигателе остались без изменения, поэтому в итоге коэффициент увеличился. [c.111] При увеличении скорости до 100 м/с потеря давления составила около 100 кПа и снизился. [c.111] Таким образом, наиболее высокие значения рабочих коэффициентов были получены при диаметре отверстия в седле нагнетательного Клапана 6—7 мм, чему соответствует скорость в седле 30—45 м/с и мертвый объем 2-2,5%. [c.111] Оптимизация встроенного электродвигателя. Повышение к. п. д. электродвигателя улучшает тепловые и энергетические характеристики компрессора, но достигается путем увеличения его массы и стоимости. Задачей оптимизации является определение таких параметров двигателя, при которых приведенные затраты (см. главу V) на изготовление и эксплуатацию к1омпрес-сора будут минимальными., Исследование было проведено И. И. Виденовым в Институте холодильной техники (Болгария, г. София) под руководством автора [17]. Опыты проведены с одноцилиндровым компрессором КХТ-2 холодопроизводительностью 500 Вт, близким по конструкции к ФГ 0,45—3. [c.111] Диаметр цилиндра 36 мм, ход поршня 24 мм. Электродвигатель трехфазный номинальная мощность 250 Вт, напряжение 220 В. Статор электродвигателя крепится к корпусу шпильками с помощью кольца, прижатого к поверхности статора. [c.112] Были спроектированы и изготовлены шесть вариантов двигателя с длиной пакета статора от 40 до 65 мм (с интервалом 5 мм), оптимизиро,-ванных для одной и той же номинальной мощности, с одинаковыми максимальным и пусковым моментами. [c.112] В первой серии опытов эти двигатели встраивали поочередно в один и тот же компрессор, который испытывали при номинальных среднетемпературных условиях, а также при температурах кипения —25, —15 и +10° С, конденсации 55° С, всасывания 25° С. В части опытов для обдува компрессора воздухом использовали вентилятор агрегата (скорость воздуха 7 1 /с). Принятый метод изменения к. п. д. двигателя был необходим для получения экономических показателей. [c.112] Во второй серии опытов изменяли к. п. д. одного и того же электродвигателя с длиной пакета статора 60 мм, регулируя напряжение тока от 220 до 300 В. Совпадение результатов первой и второй серии опытов показало точность испытаний. Стенд и методика испытаний рассмотрены в главе XIII. [c.112] При повышении к. п. д. двигателя на 1 % холодопроизводительность увеличивалась на 0,2—0,4%, потребляемая мощность снижалась в среднем на 1,3—1,6% (при к = 10° С на 2,4—2,7%), холодильный коэффициент (рис. 70, в) повышался на 1,6—2,8%. [c.113] Относительное изменение массы, высоты и стоимости компрессора в зависимости от номинального к. п. д. встроенных электродвигателей представлено на рис. 71, а. За основу для сравнения приняты значения соответствующих характеристик компрессора с двигателем, имеющим длину пакета статора 60 мм. [c.113] Вернуться к основной статье