Цикл компрессора действительный

Предполагая идентичность рабочих процессов за каждый цикл, можно представить коэффициент А, как отношение массы газа Отд, подаваемой компрессором потребителю за каждый цикл при действительном процессе, к массе подаваемой при теоретическом процессе, [c.31]

Действительный цикл компрессора [c.21]

Идеальная холодильная машина, как видно из рис. XVI-I, предполагает всасывание компрессором влажного пара и его сжатие в области X < I, где х — паросодержание. Очевидно, даже при достижении в конце сжатия состояния сухого насыщенного пара (х = I), т. е. в предельном варианте реализации обратного цикла Карно, компрессор будет все же всасывать влажные пары хладоагента. Такой процесс, однако, практически невыгоден, так как в результате соприкосновения с нагретыми стенками цилиндра компрессора частицы жидкости будут здесь испаряться без увеличения холодопроизводительности машины при одновременном уменьшении объемного коэффициента полезного действия компрессора. По этой причине компрессор действительной холодильной машины всасывает сухой насыщенный пар, осуществляя его сжатие в перегретой области (адиабата I—2 на рис. XVI-2, б), что составляет третье отличие от идеального рабочего цикла. Заметим, что сжатие паров в перегретой области является термодинамически невыгодным, поскольку на участке 2—3 или /О—// количество холода, приходящееся на единицу затрачиваемой работы, меньше, чем в области влажного пара. Однако небольшой перерасход работы практически перекрывается тем, что вся скрытая теплота хладоагента используется только в испарителе, и производительность компрессора увеличивается за счет возрастания объемного коэффициента полезного действия компрессора. [c.731]

Действительный цикл компрессора характеризуется следующими процессами. [c.210]

СЖАТИЕ ГАЗА В ПОРШНЕВОМ КОМПРЕССОРЕ Действительный цикл ступени [c.37]

Рис. 3. Индикаторные диаграммы теоретического (а) и действительного (б) циклов компрессора.

Важной характеристикой рабочего тела холодильной машины является и отношение давлений р/рц, от величины которого зависит затрачиваемая работа, объемные и энергетические коэффициенты компрессора действительного цикла. [c.134]

Рла. 13. Действительные процессы воздушной машины а — компрессора и расширителя б — цикл с действительными процессами компрессора и расширителя [c.28]

Чем отличается теоретический цикл компрессора от действительного [c.39]

В действительности общий к.п.д. ГТД в очень большой степени зависит от температуры в точке 3 (7з) —наивысшей температуры цикла, так как на него влияют к.п.д. компрессора ("Пк) и к.п.д. турбины (т1т), а это приводит к изменению энтропии в процессах 1—2 и 3—4 см. рис. 3.25, в). В авиационном ГТД к.п.д. турбины составляет 0,90—0,92, а к.п.д. компрессора 0,83—0,85. Если принять Т1т = 0,91, т)к=0,84, температуру окружающего воздуха 71 = = 298 К, удельную низшую теплоту сгорания топлива Qн = = 42000 кДж/кг, теплоемкость продуктов сгорания Ср = = 1,047 кДж/(кг-К), й=1,4 и степень повышения давления в компрессоре л=10, то расчетные значения Т1 для двух циклов А и Б, имеющих наивысшую температуру Гз, равную соответственно 1000 и 1200 К, составят 0,292 и 0,378 (табл. 3.6). Отметим, что без учета к.п.д. турбины и компрессора расчетное значение т] равно 0,482 и не зависит от Гз. [c.162]

Мощность, затрачиваемую в действительном цикле, называют индикаторной. Ее величину находят индицированием рабочих полостей ступени либо расчетом. Первый способ точнее, вторым пользуются при проектировании компрессора. [c.52]

Открывание и закрывание действительного клапана происходит не мгновенно. Время полного перемещения его пластины в долях времени всего цикла действия увеличивается с массой подвижных частей и частотой вращения вала компрессора, но уменьшается с увеличением давления протекающего газа и скорости газа в клапане. [c.229]

Зная коэффициент подачи X, можно установить действительную холодопроизводительность компрессора Qo по заданному часовому объему Ук и определенным условиям цикла, для которого известна объемная холодопроизводительность Тогда [c.384]

Во второй главе содержатся материалы о поршневых компрессорах Дается их классификация, рассматривается теоретический цикл работы поршневого компрессора и теплообмен в нем. Далее отмечаются особенности действительного цикла работы компрессора, определения его подачи. Приводятся сведения о потерях энергии в компрессоре, его коэффициенте полезного действия, методах определения мощности. Рассматриваются особенности многоступенчатого сжатия. В заключении рассматривается эксплуатация поршневых компрессоров. [c.3]

Мощность, переданная поршнем компрессора в действительном цикле, называется индикаторной. [c.39]

Реальный цикл парокомпрессионной холодильной установки отличается от теоретического тем, что из-за трения сжатие в компрессоре происходит не по адиабате, а по политропе. Кроме этого, теплообмен происходит при конечной разности температур, в результате чего увеличиваются затраты работы на сжатие, а действительный холодильный коэффициент оказывается меньще теоретического. [c.171]

Действительно, если длина жидкостной магистрали очень большая или между жидкостным ресивером и ТРВ существует значительная разница уровней, время заполнения жидкостной магистрали может стать настолько значительным, что питание испарителя в момент запуска окажется неудовлетворительным и компрессор будет отключаться предохранительным прессостатом НД, затем включаться вновь, обусловливая нежелательное повышение частоты циклов пуск-останов до тех пор, пока не поднимется давление испарения. [c.188]

Диаграмма T—S рассматриваемого цикла состоит из изотермы сжатия 1—2, изобары охлаждения сжатого газа 2—5, изоэнтальпии дросселирования 5—6, политропы расширения газа в детандере 3—8, изобары 7—1 нагревания обратного газового потока. В описываемом цикле имеются, таким образом, два холодопроизводителя компрессор и детандер. Холодопроизводительность первого равна i i—г 2, а второго М (г з — i-,) т)о = М (1 3 — ig), где (ig — h) — адиабатический перепад тепла, т) — термодинамический коэффициент полезного действия детандера, (/з—ig) — политропический перепад тепла. Действительная степень ожижения газа составляет Хд = [( — i 2) + М (I3 — [c.749]

Мощность, затрачиваемая компрессором в действительном цикле, называется индикаторной мощностью. [c.424]

Здесь 0,062 — эффективность, связанная с переходом к адиабатической колонне 0,025 — с наличием температурных напоров 0,37 — с наличием потерь холода 0,76 — с наличием гидродинамических потерь 0,68 — с необходимостью иметь действительную флегму больше минимальной 0,5 — с конкретным холодильным циклом 0,6 — эффективность компрессоров. [c.105]

На диаграмме, фиг. 65 только процесс сжатия описан реальной кривой — политропой, все остальные части цикла не соответствуют действительному процессу, поэтому (как было сказано выше) диаграмма является теоретической. Действительная индикаторная диаграмма одноступенчатого поршневого компрессора представлена на фиг, 66. Как видно из диаграммы, она имеет следующие основные отклонения от теоретической. Точка 4 (окончание процесса выталкивания и начало нового цикла) лежит не на оси ординат Р, а несколько правее, благодаря тому, что поршень не доходит до крышки цилиндра на величину 5о- Ввиду этого на участке хода поршня вправо имеет место расширение ацетилена, оставшегося в так называемом вредном пространстве, характеризуемом отрезком 5д, до давления Р1, при котором открывается всасывающий клапан. Это давление ниже давления Р во входной.линии в результате потери давления ацетилена при проходе через клапан. После того как процесс всасывания установился, влияние инерции прекращается, и разница между давлением ацетилена в цилиндре и давлением его во всасывающей линии уменьшается до величины нормального перепада давления в клапане (Рд — Р ). [c.180]

Зная величину коэффициента подачи а, можно установить действительную холодопроизводительность компрессора Qo, заданную часовым объемом Vi,, описанным поршнем и работающим в условиях определенного цикла, для которого величина объемной холодопроизводительности <7 известна. Тогда [c.416]

Действительный процесс сжатия воздуха в двухступенчатом компрессоре отличается от теоретического, что вызвано наличием вредного пространства и потерями в компрессоре. Как и в одноступенчатом компрессоре, эти потери вносят изменения в диаграмму теоретического цикла. [c.60]

Рис. 33. Диаграмма действительного цикла двухступенчатого компрессора (вторая ступень сжатия для наглядности изображена с меньшим ходом индикатора).

Кроме того, как показано на диаграммах Т—S и p—i (рис. XVI1-7), цикл действительной машины отличается от цикла идеальной двумя особенностями, позволяющими повысить эффективность работы компрессионных холодильных машин а) сжатие холодильного агента компрессором происходит не в области влажного, а в области перегретого пара [c.656]

С помои1ью диаграммы 7 —S, а также энтальпийной диаграмм11Г р—i можио определить все основные параметры, характеризующие действительный холодильный цикл работу сжатия в компрессоре, тепловую иагру ку конденсатора и холодильный коэффициент. Нанример, как видно из диаграммы р—i (рис, XVII-7, б), удельная работа, совершаемая компрессором, при адиабатическом сжатии I кг паров (по линии / —2 ) составляет [c.657]

В координатах Р-У изобразим пунктиром теоретический цикл и сплошной линией - действительную индикаторную диаграмму ииюта, ниже представим цилиндр компрессора (рис. 2.10). [c.21]

Определить размеры цилиндра, а также действительную расходуемую мощность для одноступенчатого аммиачного компрессора, работающего на сухом ходу. Требуемая холодопроговодитель-ностъ Qo, кВт, щж температуре испарения to, °С. Температура конденсации t,, °С, и переохлаждения to o., °С. Степень перегрева пара после испарения At, °С. Определить также холодильный коэффициент цикла. [c.73]

Следовательно, действительный цикл одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины изображается на Т—5-дийграмме следующим образом сжатие паров в компрессоре по адиабате I"—2". охлаждение перегретых наров но изобаре 2 —2 и конденсация но изотерме (изобаре) 2—3 переохлаждение в пе реохладителе по изобаре 3 —3 расширение в регулирующем вентиле но изэнтальпс 3—4 и испарение в испарителе по изотерме 4—/". [c.722]

Все количество теплоты Рг представляет собой нагрузку на компрессор, поскольку является действительной производительностью предприятия по этому виду термической обработки. Для определепия расчетной нагрузки на камерное оборудование отдельных помещений или аппаратов Рг распределяется пропорционально их производительности. В устройствах периодического действия действительный тенлоприток значительно изменяется в течение всего периода обработки. В начальный момент, когда теплый продукт загружается в помещение с низкой температурой, от продукта в единицу времени отнимается наибольшее количество теплоты, так как этому моменту соответствует наиболее высокая разность температур. По мере охлаждения (замораживания) продукта, разность температур между продуктом и охлаждающей средой убывает, в связи, с чем постепенно уменьшается и количество теплоты, отводимое в единицу времени. В то же время теплоприток Рг выражениями (4.11)—(4.14) определен как средний за весь период термической обработки. Естественно, что оборудование, подобранное по среднему теплопритоку, не сможет отвести повышенное количество теплоты, выделяющееся в начале процесса. Поэтому на установках, рассчитанных подобным образом, сразу после загрузки теплых продуктов температура охлаждаемого помещепия повышается, в результате чего продолжительность термической обработки оказывается существенно больше расчетной. Чтобы избежать подобных явлений, расчетный тенлоприток на камерное оборудование целесообразно увеличивать на 30% но сравнению с полученным средним тенлонритоком, т. е. считать Рг об = 1,ЗхРг. Для создания более равномерной нагрузки на компрессор и приближения ее к расчетной желательно иметь несколько устройств для термической обработки (при устройствах периодического действия) со смещенными по времени циклами. В устройствах ненрерывного действия [c.152]

Удельный расход энергии составляет 1,0—1,2 квт-ч1кг, т. е. он находится на уровне крупных ожижительных установок. Сопоставим циклы машины Филипс с обычным газовым циклом (см. рис. 26, г). Как видно, конструкторам ГХМ удалось внутри поршневой машины, выполняющей последовательно функции компрессора й детандера, разместить три теплообменных аппарата холодильник, регенератор и теплообменник нагрузки. Все элементы ГХМ имеют высокий к. п. д. термодинамический к. п. д. машины Филипс составляет т)J. = 30- -33%. Действительная холодопроизводительность машины Филипс [c.75]

Действительная затрата работы в данном цикле определится как разность работы компрессора и детаидера [c.94]

Кроме того, как показано на диаграммах Т—S и р—i (рис. XVI1-7), цикл действительной машины отличается от цикла идеальной двумя особенностями, позволяющими повысить эффективность работы компрессионных холодильных машин , а) сжатие холодильного агента компрессором происходит не в области влажного, а в области перегретого пара б) после конденсации паров холодильного агента жидкий хладоагент обычно переохлаждают до температуры более низкой, чем температура конденсации. [c.656]

Следовательно, действительный цикл одноступенчатой паровой компрессионной холодильной машины изображается на Т—5-диаграмме следующим образом сжатие паров в компрессоре по адиабате 1"—2" охлаждение перегретых паров по изобаре 2"—2 и конденсация по изотерме (изобаре) 2—3 переохлаждение в переохладителе по изобаре 3 —5 расширение в регулирующем вентиле по изэнтальпе 3—4 Ц = з) и испарение в испарителе по изотерме 4—Г. [c.683]

Оборудование, подобранное по среднему теплопритоку, не может отводить повышенное количество тепла, выделяющееся в начале процесса. Действительно, на установках, рассчитанных подобц,ым образом, сразу после загрузки теплых продуктов температура охлаждаемого помещения повышается, в результате чего продолжительность термической обработки оказывается существенно больше расчетной. Чтобы избежать подобных явлений, Инструкцией по проектированию холодильных установок рекомендуется расчетный теплоприток на камерное оборудование увеличивать на 30% по сравнению с полученным средним теплопритоком, т. е. считать Сгобор = 1,3 2- Для создания более равномерной нагрузки на компрессор и приближения ее к расчетной величине целесообразно иметь несколько устройств для термической обработки (при устройствах периодического действия) со смещенными циклами. [c.164]

Справочник химика 21

Химия и химическая технология