Transcript Unitatea-7 - Marinari.info

Unitatea de învăţare nr. 7
COMPRESOARE FRIGORIFICE
Cuprins
1. Generalităţi
2. Lucrul mecanic consumat de compresorul cu piston teoretic şi real
3. Influenţa spaţiului mort: reducerea debitului de vapori aspiraţi
4. Influenţa laminării vaporilor în supape
5. Influenţa supraîncălzirii vaporilor în conducta de aspiraţie
6. Influenţa neetanşeităţilor
4. Randamentul volumic al compresorului
8. Randamentul indicat , i
m
9. Randamentul mecanic,
10. Puterea totală consumată, PT
11. Alegerea compresoarelor
12. Compresoare elicoidale sau compresoare cu şurub
12.1. Compresorul birotor (dublu şurub)
12.2. Compresorul monorotor (monoşurub)
13. Aspecte comune ale compresoarelor elicoidale
1. GENERALITĂŢI
• Rol: Aspiră vaporii reci din vaporizator şi îi refulează în
condensator, la o presiune ridicată.
• La bordul navelor de transport (cu excepţia transportoarelor
frigorifice) se realizează temperaturi de vaporizare (t0) după
cum urmează:
t 0   25  28o C
t 0   15  5o C
- pentru instalaţiile de cambuză,
- pentru instalaţiile de climatizare.
• Aceste temperaturi, împreună cu condiţiile de exploatare
(funcţionare automatizată, fără supraveghere permanentă),
impun utilizarea compresoarelor frigorifice cu piston
funcţionând într-o treaptă de comprimare.
COMPRESOARELE INSTALAŢIEI FRIGORIFICE DE CAMBUZĂ
• compresorul este prevăzut cu robinete de aspiraţie şi de refulare,
• compresorul este dotat cu separator de ulei;
• baia de ulei se montează în partea inferioară a carterului;
• baia asigură alimentarea permanentă a pompei de ungere;
• în baia de ulei există un încălzitor electric care, prin ridicarea
temperaturii uleiului, asigură vaporizarea agentului frigorific;
• la aspiraţia compresorului există un filtru de vapori care îl protejează de
pătrunderea unor particule solide, care sunt antrenate de vapori din
restul instalaţiei;
• pentru protejarea compresorului contra suprapresiunilor din refulare,
există între refulare şi aspiraţie, o supapă de siguranţă (un by-pass).
COMPRESOARELE FRIGORIFICE CU PISTON MONTATE LA
BORDUL NAVELOR DE PESCUIT OCEANIC ŞI
TRANSPORTOARELOR FRIGORIFICE
• La bordul acestora se întâlnesc, pe lângă instalaţiile de
cambuză şi climatizare, două tipuri de instalaţii
tehnologice:
– instalaţii de prerăcire a peştelui şi instalaţii de răcire a
magaziilor de făină de peşte – sunt instalaţii frigorifice dotate
cu compresoare frigorifice cu piston
într-o treaptă de
comprimare (ca şi instalaţiile de cambuză şi climatizare);
– instalaţii de congelare a peştelui şi instalaţii de răcire a
magaziilor de păstrare a peştelui congelat – sunt instalaţii
frigorifice dotate cu compresoare cu piston în două trepte de
comprimare sau cu compresoare elicoidale (pentru că se
lucrează cu t 0  40o C ).
2. LUCRUL MECANIC CONSUMAT DE COMPRESORUL CU PISTON TEORETIC
ŞI REAL
Fig. 1 Ciclul compresorului
teoretic cu piston
• Dacă vom considera compresia 1 – 2 izotermă, adiabată şi politropă, din figura
de mai jos reiese că lucrul mecanic consumat la compresia izotermă este
minim (aria haşurată).
l 2 i l 2 a l 2 p
Fig. 2 Lucrul mecanic minim
Din vdp=-δlt (lucrul mecanic tehnic) şi considerând compresia adiabată, din lt = -kl,
obţinem:
k 1


k


k
p
lc 
p1V1 1   2  
  p1  
k 1


k 1 
k 1 


 p2  k  k
 p2  k 
k


lcr 
p1V1 1     
p1V4 1     
k 1
p
k 1
p
  1  
  1  
k 1 

 p2  k 
k

 lcr 
p1Va 1    
k 1
p
  1  
Fig. 3. Ciclul compresorului real cu piston
•
În situaţiile în care raportul de comprimare (raportul dintre presiunile de condensare şi
vaporizare) creşte, capacitatea frigorifică a instalaţiei scade substanţial.
lc  lc1  lc2  lc  min
k 1 
k 1 


k
 pi  
 p2  k 
k
k




lc 
p1V1 1     
p 2'V2' 1    
k 1
p
k 1
p
  1  
  i  
dar
p1V1  p2'V2'
k 1
k 1 

k
p 
p  k
k
lc 
p1V1 2   i    2    min
k 1
p
 pi  
  1 

3. INFLUENŢA SPAŢIULUI MORT: REDUCEREA
DEBITULUI DE VAPORI ASPIRAŢI
• Abaterea de la funcţionarea teoretică este apreciată
de „coeficientul spaţiului mort (vătămător)”, v
Notăm:
v 
Va
Vc
c0 
V0
Vc
, coeficientul spaţiului mort,
, coeficientul relativ al spaţiului mort
p3V3n  p4V4n  pcV0n  p0V4n 
1
n

V4  pc 
 
V0  p0 
1
n

1
n
 pc
p
V  Vc  Va
V V
   0
  c   1  c  a
V0
V0 V0
 p0 
 p0 
 pc

 p0
p0 – presiunea de vaporizare,
pc – presiunea de condensare
3 – 4 destindere politropă
 pc

 p0

p
c 0  c
 p0




1
n
1
n

V V V
  1  c  a  c
V0 Vc V0

1
n

1
1
  1 
 v 
c0
c0



p

 1  1  v  v  1  c 0  c

 p0




  1



1
n
4. INFLUENŢA LAMINĂRII VAPORILOR ÎN SUPAPE
• Având în vedere pierderile de presiune la curgerea
vaporilor prin supape, în realitate compresorul va
funcţiona de la o presiune mai mică în aspiraţie ( p0  p0 ),
până la o presiune mai mare în refulare ( pc  pc ).
• Diferenţele de presiune sunt necesare pentru învingerea inerţiei şi frecărilor
din supape. Astfel, procesul de comprimare va decurge după curba 2–3 din
Figura 4 b.
Fig. 4. Funcţionarea reală a compresorului cu piston alternativ.
• Debitul volumic de vapori aspiraţi va fi corectat de coeficientul de laminare a
vaporilor în supapa de aspiraţie,  :
L
L
unde p0  0,04  0,06
bar.

1  c0 p0
 1
V  p0
5. INFLUENŢA SUPRAÎNCĂLZIRII VAPORILOR ÎN CONDUCTA DE
ASPIRAŢIE
• În conducta de aspiraţie a compresorului (de la vaporizator, la
amoniac, sau de la supraîncălzitor, la freoni) vaporii vor suferi o
supraîncălzire T  5...10 K , ce va mări volumul lor masic,
încât debitul volumic aspirat de compresor se va reduce.
Această reducere a debitului este apreciată de coeficientul de
încălzire, T :
TA
T 
TA  T
unde
TA
este temperatura de aspiraţie teoretică (K).
6. INFLUENŢA NEETANŞEITĂŢILOR
• Pierderile de gaz prin neetanşeităţile compresorului,
dependente de construcţia acestuia, dar şi de
agentul frigorific, sunt apreciate de coeficientul de
etanşeitate, E :
E  0.95....0.98
7. RANDAMENTUL VOLUMIC AL COMPRESORULUI
• Toate
diminuările
debitului
volumic
al
compresorului sunt apreciate de randamentul
său volumic,
 , numit şi grad de livrare:
  V  L  T  E
• Cu ajutorul randamentului volumic λ , se poate aprecia debitul volumic real al
compresorului QVR .
• În situaţia de proiectare (alegere) a unui compresor debitul volumic ce trebuie
aspirat în realitate se determină conform Figurii 6.
Fig. 6. Determinarea debitului volumic real pentru dimensionarea (alegerea) unui compresor.
QVR 
QVT

(m3/h)
unde QVT este debitul volumic teoretic al compresorului, în m3/h.
• În situaţia de verificare a debitului unui compresor existent
debitul volumic real aspirat se determină conform Figurii 7.
Fig. 7. Determinarea debitului volumic real, realizat de un compresor existent.
QVR  QVT   ( m 3 / h )
unde QVT  Ch  cilindreea orară a compresorului.
Ch 
d 2
4
l  N  n  60 ( m3 / h )
cu d – alezajul compresorului (m); N – numărul de cilindrii;
l – cursa pistonului (m); n – rotaţia arborelui (turaţii/min).
11. ALEGEREA COMPRESOARELOR
• Tipul şi numărul de compresoare necesar instalaţiei
frigorifice se determină în 2 moduri:
– pe baza debitului real aspirat,QVR
• Acesta se determină cu relaţia dată anterior şi se
compară cu cilindreea orară totală ChT a celor NA
compresoare active, obţinută din tabelele cu
caracteristicile furnizate de constructor. Este
necesară relaţia:
ChT  Ch  N A  QVR
(m3/h)
– pe baza puterii frigorifice Φ0R dezvoltată de cele NA compresoare active.
• Este necesară relaţia:
0R  0K  NA  0
(kW)
• Puterea frigorifică specifică realizată de un compresor Φ0K este
dependentă de caracteristicile geometrice ale compresorului, de
proprietăţile termodinamice ale fluidului şi de condiţiile de lucru.
Constructorul o prezintă sub formă de diagrame sau tabele, la diferitele
condiţii de lucru.
• Astfel, se recomandă:
N A  2...8
• Suplimentar compresoarelor active, se vor prevedea şi un număr de
compresoare de rezervă, NR . Din experienţă, se consideră necesar 1
compresor de rezervă pentru 1...4 compresoare active.
• Numărul total de compresoare instalate va fi deci:
NT  N A  N R
12. COMPRESOARE ELICOIDALE SAU
COMPRESOARE CU ŞURUB
Scurt istoric
• Introducerea acestora în tehnica frigului este
relativ recentă, 1955 pentru compresoarele
birotor, respectiv 1971 pentru compresoarele
monorotor.
• Domenii de utilizare: congelare, răcire, grupuri
pentru răcirea apei, pompe de căldură, etc.
12.1. Compresorul birotor (dublu şurub)
• ROTOARELE au cel mai adesea geometria cu un rotor
tată având 4 lobi şi un rotor mamă având 6 canale,
dar există şi realizări cu 5 lobi şi 6 respectiv 7 canale.
Fig. 9. Rotor tată cu 5 lobi şi rotor mamă cu 7 canale
• Debitul volumic al acestor maşini se poate calcula cu relaţia:
qv  a D 2

L
n 60 m 3 / h
D

unde:
- a este un coeficient care depinde de tipul compresorului, de
profilul şi unghiul de înfăşurare a lobilor;
- D şi L sunt diametrul, respectiv lungimea rotorului;
- n [rot/min] este turaţia rotorului.
• ROTOARELE sunt construite din oţel forjat sau din fontă cu
grafit sferic, turnată sub vid, prelucrată mecanic cu mare
precizie pe maşini unelte cu freze multiple.
• La marea majoritate a maşinilor de acest tip, rotorul tată
antrenează rotorul mamă, dar noile profile permit şi
antrenarea rotorului tată de către rotorul mamă, ceea ce
permite creşterea vitezei şi în consecinţă a debitului vehiculat
de compresor.
•
•
12.2. Compresorul monorotor (monoşurub)
Comprimarea – pentru aplicaţiile din tehnica frigului, principalul constructor din Europa
este societatea APV Baker Limited. Fabricaţia este bazată pe două serii, una cu un rotor
satelit şi cealaltă cu două rotoare satelit. Un compresor monorotor cu un satelit este
prezentat în Figura 12.
Aceste maşini sunt caracterizate de diametrul rotorului D, având valori uzuale între 175
şi 350 mm. Debitul circulat de aceste maşini se poate calcula cu relaţia:


qv  b D3 n60 m3 / h
unde:
- B este un coeficient care depinde de geometria maşinii fiind caracteristic
fiecărui constructor;
- D este exprimat în m.
Fig. 12. Compresor monorotor:
1 – comanda sertarului de
reglare a puterii frigorifice;
2 – garnitură mecanică;
3 – palier; 4 – rotor; 5 – sateliţi
• ROTORUL este din fontă, datorită proprietăţilor
mecanice şi compatibilităţii cu agenţii frigorifici şi
joacă acelaşi rol ca şi rotorul mamă de la
compresoarele birotor. Este realizat cu 6 canale.
• ROTOARELE SATELIT sunt construite dintr-un
material compozit, prezintă 11 aripioare şi sunt
antrenate de rotorul principal. Au acelaşi rol ca şi
rotorul tată, separând practic maşina în două zone
de comprimare independente identice (pentru
variantele cu doi sateliţi).
Tendinţe actuale
• Principalele avantaje ale compresoarelor elicoidale, faţă
de cele cu piston sunt următoarele:
–
–
–
–
–
–
dimensiuni mai reduse;
greutate mai mică;
siguranţă mai mare în funcţionare;
întreţinere mai redusă;
nivel de vibraţie redus;
antrenarea realizată de motoare cu doi poli.
• Dezavantajele sunt următoarele:
– preţul mai ridicat (serii de fabricaţie mai reduse, deci mai
scumpe);
– importanţa şi complexitatea mărită a circuitului de ungere;
– nivelul de zgomot mai ridicat.