* Данный текст распознан в автоматическом режиме, поэтому может содержать ошибки
S91 ХОЛОДИЛЬНЫЕ МАШИНЫ 592 соров изображают рабочий процесс X . м. в за данных условиях в энтропийной диаграмме T-s или в энтальпййной p-i, которая оказывает огромные услуги при расчетах, позволяя непо средственно находить теплосодержание в раз личных точках процесса. Рабочий процесс дей ствительной X . м. отличается от идеального процесса, протекающего по обратному циклу Карно, тем, что вместо расширительного ци линдра вводится регулирующий вентиль, до бавляется переохлаждение сконденсированного жидкого хладагента,и сжатие ведется в области перегретых паров (сухой ход). Н а фиг. 27 изоб ражен рабочий процесс в T-s и p-i диаграм мах: А—левая погра ничная кривая, разде- компрессор, и мощность последнего с учетом следующих коэф-тов: к о э ф и ц и е н т а п о д а ч и Л, характеризующего работу компрес сора и представляющего отношение действи тельно полученной холодопроизводительностй! к той холодопроизводительности, к-рую теоре-i тически должны были бы дать холодильные машины, если бы компрессор при всасывании заполнялся на 100% сухим насыщенным па ром, и н д и к а т о р н о г о кпд компрессора r} —отношения мощности, теоретически необ ходимой д л я получения требуемой холодопро изводительности, к мощности, действительно затраченной. В зависимости от отношения да влений конденсации р и испарения р проф. Планк дает значения коэфициентов А и приведенные в табл. 5. t 0 Табл. 5 — З н а ч е н и я к о э ф и ц и е н т о в Д и в % д л я р а з л и ч н ы х з н а ч е н и й р : р„. Р-Ро• щ | 3 4 5 6 7 8 9 10 А . . . 70—85 65—78 60—70 55—65 50—60 45—55140—50 40—45 80—88 74—82 70—78 67—73 63—70 60—66 58—62 55—60 ляющая состояние жидкости и насыщенного пара с &паросодержанием х = 0, В—правая по граничная кривая, разделяющая состояние су хого пара с паросодержанием х=1.и пере гретого пара, 1—2— сжатие в компрессоре (адиабата); 2—2&—охлаждение перегретых па ров (изобара); 2&—3—конденсация насыщенных паров при темп-ре t и давлении р конденса тора (изотерма и изобара); 3—В&—переохлажде ние жидкого хладагента в конденсаторе (изо бара); В&—4—дросселирование в регулирующем вентиле (изоэнтальпа) и 4—1—испарение жид кого хладагента при темп-ре t и давлении р в испарителе (изотерма и изобара). По раз ности теплосодержания в точках 2 и 1 опреде ляется затрата работы на сжатие Al=i —ц ПРИ полезном холодильном действии qo = ii—4&, А = 1& —-механический эквивалент тепла. Ко личество тепла, отводимого в конденсаторе, q—i —i >=q +Al, причем теплосодержание пе ред регулирующим вентилем v = i . Работа ком прессора з а указанный цикл Карно AV рав на в энтропийной диаграмме площади 1—2— 2&—В—В&—б—I при соответственном холодиль ном действии q , выражаемой площадью 1—5— а—с. Значение теплосодержания—энтальпий берут из таблиц, если точки лежат на погра ничных кривых, или непосредственно отсчиты вают по энтальпййной диаграмме. Работа ком прессора в кгм д л я сжатия 1 кг паров хлад агента может быть вычислена по следующей формуле: 0 0 2 г 1 2 3 0 4 0 т В табл. 5 нижние пределы относятся к тихо ходным компрессорам малых размеров с боль шим вредным пространством, а верхние—к быстроходным компрессорам крупных разме ров с небольшим вредным пространством. Ча совой объем засасываемых паров хладагента, служащий д л я определения размеров цилиндра компрессора, получаем по ур-ию V = QQV"O где Qp Cal/час—холодопроизводительность X . м.,, ^о—УД. объем засасываемых сухих паров, м /кг, q —холодильное действие Cal/кг, Я—коэф. пода чи. Задаваясь отношением диам. цилиндра D к ходу поршня Н (для современных компрессоров ^ = 1) и числом об/м. п в зависимости от типа, получаем д л я компрессора двойного действия: 3 0 У = т!Ш - d*)= ^ f - (2JD - d ), где D—диам. поршня в см, И—ход в см, d— диам. штока в ем, а с = -^^—средняя ско рость поршня в м/ск, „равная 1,3—2,9 м/ск для горизонтальных машин, откуда, полаггя d^0,2D,a-Q получаем c 2 2 2 т ^ = 2 2 , 1 ) ^ = 1,90 бОяпНДз 4-106 [/&Г. Д л я одного цилиндра простого действия V = = ЗбООяс^Рз 8-10* & откуда д л я компрессора с z цилиндрами • Л - 2 7 , 7 |ГЗЬ = 2 , 6 6 / ^ 1 , где с для вертикальных прямоточных компрес соров принимается равной 1,7—3,3 м/ск. Т. о., построив в диаграммах T-s или рЛ рабочий процесс X . м. и определив теоретич. холодиль ное действие на 1 кг, переходим к действитель ному часовому объему паров, проходящих че рез компрессор, и наконец к основным размерам последнего: D — д и а м е т р у цилиндра и Н—ходу поршня. Расход индикаторной мощности ком прессора в В? при заданной часовой холодо производительности Q определяется по ф-ле да 0 х-1 Al = A - ^ № р v ( 0 " х-1 где к—показатель адиабаты: д л я аммиака ж = = 1,3, для сернистой к-ты и = 1,25 (для угле кислоты в виду близости критич. точки сле дует пользоваться p-i диаграммой), р и р — давления в конце и в начале сжатия в кг [см , Vo—УД- объем засасываемых паров хладагента в м /кг. На оснований полученных теоретич. величин q и А1 д л я 1 кг хладагента предста вляется практически возможным вычислить необходимый объем паров, проходящих через 0 0 1 0 2 3 0 * во»?г 632&