196

4. CHLADIVOVÉ KOMPRESORY Ing. Marián Blaha, CSc., Dr. Tibor Blaha, Ing. Peter Blaha, Ing. Štefan Borbély, Danfoss Compressors, Zlaté Moravce

4.1 Niečo z histórie výroby kompresorov Tridsiate roky 20. storočia znamenali prvý prechod od otvorených ku polohermetickým kompresorom. Vtedy aj vznikol prvý úspešný hermetický kompresor pre malé chladiace zariadenie, ktorého motorkompresor bol uložený na pružinách, otáčavý pohyb rotora štvorpólového jednofázového elektromotora sa prenášal na piest pomocou kulisového prevodu. Mal už sacie a výtlačné tlmiče. Do vynájdenia hermetickej konštrukcie kompresora sa používali len piestové otvorené kompresory a rotačné kompresory s valivým pohybom piesta. V tridsiatych rokoch sa prešlo od chladiva metylchloridu ku tzv. freónom a k odstráneniu upchávky, ktorá bola najväčším problémom malých chladiacich zariadení. Dominantým chladivom sa stal R12 /freón 12/. Štyridsiate roky boli v znamení postupného zdokonaľovania konštrukcie hermetického kompresora, vznikol celý rad odlišných konštrukcií so štvorpólovým motorom, ktoré boli podložené patentami, ktorými sa chránila konštrukcia autorov predovšetkým z USA a Japonska. V tomto období sa vyrábali pre malé chladiace zariadenia aj rotačné kompresory s valivým piestom. V päťdesiatych rokoch začali vznikať firmy na výrobu chladničiek, mrazničiek, distribučného a priemyselného chladenia a kompresorov v celej Európe, pričom trh neustále narastal a požadoval nové riešenia, väčší sortiment a počet výrobkov. Znížila sa hmotnosť výrobkov, namiesto otvorených typov kompresorov sa začali definitívne používať v malých chladiacich zariadeniach dvojpólové hermetické kompresory. Tým sa znížila hmotnosť finálnych výrobkov o 20 až 30%, to znamená hmotnosť štvorpolového kompresora 90W sa znížila z 13 kg na asi 7,5 kg. Súčasne sa začal výskum trecích dvojíc vzhľadom na použité chladivo a olej – začal sa výskum materiálov kompresora. V šesťdesiatych rokoch sa výskum sústredil na náhradu celulózovej izolácie elektromotorov hermetických kompresorov syntetickou izoláciou. To umožnilo prechod na vyššie dovolené teploty /zo 105°C na 130°C/. Zaznamenal sa prechod z kulisového na ojnicový prevod rotačného pohybu elektromotora na priamočiary pohyb piesta. V sedemdesiatych rokoch rozbehové relé jednofázových asynchrónnych elektromotorov bolo doplnené alternatívou PTC /pozistorom s kladným odporovým koeficientom/ a firma Danfoss umiestnila ochranu elektromotora voči preťaženiu a zvýšenej teplote vo vinutí elektromotora. V tomto období nastala ďalšia etapa optimalizácie kompresora na základe výpočtového programu na simuláciu konštrukcií, ako základ pre vznik nových konštrukcií. V rámci tejto etapy sa znížila hmotnosť hermetického kompresora, ale už nie tak významne, ako v prvej etape optimalizácie. Súčasne sa začali práce na optimalizácii odoberanej energie a hlučnosti kompresora, výsledkom čoho bolo dosiahnutie zvýšenia chladiaceho faktoru. Pokiaľ sa jedná o motory, použitie vylepšených magnetických plechov umožnilo zvýšenie elektrického výkonu asynchrónnych elektromotorov. Taktiež sa použili piesty zo spekanej oceli, použili sa termoplasty pre sacie tlmiče. Tým sa znížila hlučnosť a energia, potrebná na pohon. Táto etapa bola veľmi dôležitá, lebo kompresor privádza chladiacemu zariadeniu potrebnú energiu na výrobu chladu, takže rozhodujúco ovplyvňuje svojou účinnosťou výrobné náklady celkového chladiaceho zariadenia.

197 V súčasnosti sú hlavné požiadavky na kompresory:

• vysoká spoľahlivosť, • malé zastavané miesto, • nízka hlučnosť, • malé chvenie, a pulzácie • nízka spotreba energie a • nízka cena.

Malé hermetické kompresory sa porovnávajú pri týchto podmienkach: Teploty Európa/CECOMAF/ USA Vyparovacia teplota t0 -25°C -23,3°C /-10°F/ Kondenzačná teplota tk +55°C +54,4°C /130°F/ Teplota kvapalného chladiva t4 +55°C +32,0°C/+90°F/ Teplota sacieho plynu t1 +32°C +32,0°C/+90°F/ Teplota okolia ta +32°C +32,0°C/+90°F/ Chladiaci faktor pre podmienky normy USA v ďalšom rozlíšení sa nazýva EER /Energy Efficiency Ratio/. Pre kvalitný výskum sa vyžadujú kvalitné kalorimetrické a akustické laboratória. K tomu nutne patrí chemické laboratórium a metalurgické laboratórium. V sedemdesiatych rokoch do techniky vstúpila výpočtová technika. Počítače ovládali zložité nové výrobné technologické procesy a umožnili začať s výrobu scroll kompresora /špirálový kompresor/, ktorý popri skrutkových kompresoroch bol najúspešnejším počinom vedy a techniky v zavádzaní nových konštrukcií chladivových kompresorov do výroby. V súčasnosti priemysel chladenia a klimatizácie v Európe asi 1500 firiem z toho pre oblasť chladenia asi 500 a pre klimatizáciu asi 1000. Najväčší výrobcovia sú Nemecko, Francúzsko a Taliansko, ktorí vyrábajú viac ako 50% produkcie. Európa súťaží v obchode s výrobkami chladenia a klimatizácie /38%/ a to predovšetkým s USA a Kanadou /spolu 31%/, ako aj s Japonskom /24%/. Ostatné štáty predstavujú 6%. Tieto údaje sú však z roku 1990 a súčasný stav ovplyvňuje najmä Čína a Kórea. Treba povedať, že na prelome tisícročia bol európsky trh s výrobkami a komponentami chladenia a klimatizácie v expanzii. V súčasnosti sa vyrába asi 100 miliónov hermetických kompresorov, pričom 75% z uvedeného počtu sa používa pre domácnosti /chladničky, mrazničky, malé klimatizátory/. Hlavné výrobné závody na hermetické kompresory sú sústredené v Japonsku a USA.

V súčasnosti sú na trhu kompresory pre rozsah výkonov chlad. zariadení, 50 Hz: • piestové otvorené kompresory od 2 do 375 kW • piestové hermetické kompresory od 0,02 do 80 kW • piestové polohermetické kompresory od 2 do 180 kW • rotačné kompresory s valivým piestom od 3 do 5 kW • kompresory scroll od 2,5 do 12,5 kW • skrutkové kompresory od 12,5 do 1000 kW • turbokompresory od 125 do 25000 kW.

4.2 Pojmy, definície, rozdelenie kompresorov a princíp práce kompresorov Nižšie uvedené pojmy a definície kompresorov sú podľa z odbornej terminológie STN 14 0110, CECOMAF /Európske združenie malých chladiacich zariadení/ a odbornej literatúry /L1/, /L2/.

198 Chladivový kompresor - stroj na mechanické stláčanie a dopravu parného a plynného chladiva. Chladivové kompresory sa rozdeľujú na:

• objemové a • rýchlostné / dynamické/.

Objemový kompresor – kompresor, v ktorom sa chladivo nasáva zväčšovaním kompresného objemu a zmenšovaním tohto objemu sa stláča pohybom piestu alebo pružnej steny a dopravuje do výtlačného potrubia. Objemové kompresory sa rozdeľujú na:

• piestové a • rotačné.

Rýchlostný /dynamický/ - kompresor, v ktorých sa plynu udelí vysoká rýchlosť a tomu zodpovedajúca kinetická energia, sa potom v difúzore premení na tlakovú energiu.

Obrázok 112 Objemový piestový otvorený /upchávkový/ dvojvalcový kompresor, s vratným pohybom piestov, s rozstrekovým spôsobom mazania firmy BBC: vŕtanie valca 54 mm, zdvih 38 mm, zdvihový objem Vz = 174 cm3 a hmotnosťou 72 kg. Legenda:1-kľuková skriňa, 2-výtlačný nástavec, 3-sací nástavec, 4-sacia komora, 5- otvory sacieho pracovného ventilu, 6-otvor výtlačného pracovného ventilu, 7-obmedzovač výtlačného ventilu, 8-ojnica s rozstrekovacou lyžicou.

199

Obrázok 113 Rozdelenie chladivových kompresorov

Chladivové kompresory

Objemové Rýchlostné

piestové rotačné

s vratným pohybom

piesta

membránové s lineárnym pohonom

magnetové

elektromagnetické

elektrodynamické

s valivým pohybom

swing kompresory

krídlové

scroll kompresory

jednorotorové

dvojrotorové

skrutkové kompresory

turbokompresory (lopatkové)

axiálne (osové)

Turbocor

radiálne (odstredivé)

ejektory (prúdové)

špeciálne

200

Piestový kompresor – objemový kompresor s jedným alebo viacerými piestami, ktoré vykonávajú vo valci, resp. vo valcoch priamočiary vratný pohyb. Pojem sa vzťahuje na tieto piestové kompresory:

• s vratným pohybom piestu /piestov/, pričom priamočiary vratný pohyb piestu /piestov/ sa odvodzuje od rotačného pohybu motora kľukovým prevodovým mechanizmom, obr. 112.

• membránové, ktoré majú tenkostennú kovovú membránu, ktorá je zovretá medzi dvomi kruhovými doskami tak, že membrána medzi nimi môže vykonávať kmitavý pohyb s malou amplitúdou. Nasávanie a vytlačovanie sa uskutočňuje hydraulickým alebo mechanickým prehýbaním membrány a tým dochádza k nasávaniu a vytlačovaniu chladiva. Takýto kompresor je vhodný pre malý výkon, obr. 114. Pohyb membrány c sa uskutočňuje zdvihom piestu h. Piest sa pohybuje vo valci i v ktorom je olej je tlačený cez otvory b1 až ku membráne. Výhodou tejto konštrukcie je, že olej sa nedostane do styku s chladivom.

• s lineárnym pohonom - v literatúre označované ako: a/magnetové kompresory – priamočiary pohyb piestu sa dosiahne, keď elektromotor sa nahradí elektromagnetom /solenoidom/, pozrite obr. 115.

Obrázok 114 Membránový kompresor Henryho Corblina. Legenda: a, b-dosky, b1-olejové kanály, c-membrána, d- zdvihový priestor, e-sací ventil, f-výtlačný ventil, h-piest olejového čerpadla, h1-istiaci /bezpečnostný/ ventil, i-valec čerpadla, k-sací ventil kompenzačného čerpadla, l1-rozdeľovanie oleja, m-piest, n-výtlačný olejový ventil, t-vačka, v-remenica.

Obrázok 115 Magnetový kompresor skonštruovaný Alfrédom Tevesom podľa patentu W. Königa. Legenda: A-kotva, F-pružiny, K-piest, M-magnet, S-piestna tyč, Z-valec.

Elektromagnet M (obr. 115) je napájaný striedavým prúdom /spravidla 50 Hz/ a dostáva tak periodické impulzy, ktoré priťahujú kotvu A. Kotva je spojená traverzou s pružinami F

201

a v dôsledku toho dochádza k budeniu kmitania. Výchylky kmitov sa prenášajú cez piestnu tyč S a traverzu na piest K, ktorý sa tým pohybuje priamočiarym striedavým pohybom. Chladiaci výkon tohto kompresora v chladničkách bol 116 W.

b/elektromagnetický kompresor firmy Chausson. V 60. rokoch minulého storočia tento kompresor bol ďalším vývojovým stupňom magnetového kompresora a sériovo sa aj vyrábal. Pracoval s chladivom R12 a bol určený pre chladiace okruhy riadené škrtiacou kapilárou. Používal sa v chladničkách pre domácnosť. Kompresor má elektromagnetický okruh znázornený na obr.115a. Cievky sú napájané striedavým prúdom. V dôsledku toho na oboch koncoch elektromagnetov tvaru U sa vytvára taký pól, že jeden permanentný magnet v systéme odpudzuje, zatiaľ čo druhý priťahuje. Tým sa vytvára kmitavý pohyb, ktorý prebieha synchrónne s frekvenciou striedavého prúdu. Váha magnetového systému a napäťová sila pružného závesného systému sú tak určené, že vlastné kmity systému sú v rezonancii s frekvenciou prúdu, čím sa dosahuje najväčšia amplitúda. Tento kompresor sme mali možnosť preskúmať v podniku Calex. Niektoré detaily vidieť na obr. 115. Napriek tomu, že zdvih piestu na jeden kmit je malý, piest sa musí mazať. Potrebné množstvo oleja sme namerali 300 cm3. Je skonštruovaný pre napätie 110-115 V pri 50 Hz. Pri napätí 210-250V sa musia vymeniť budiace cievky, alebo sa musí zabudovať transformátor. Priemer valca 16

mm, zdvih 18 mm. Kompresor pracoval v 110 % litrovej chladničke. Obrázok 116 Elektromagnetický kompresor firmy Chausson. a/schéma zapojenia: Legenda:1-permenentný magnet, ktorý kmitá v smere X-Y, 2-magnetický okruh, 3 až 6-vinutia, 7 a 7´-pripojovacie svorky, 8-pružina, 9-valec kompresoru, 10-piest so sacím ventilom, 11-výtlačný ventil.

b/konštrukcia kompresora: Legenda:1-nosná časť zo sivej liatiny, 2-oceľový plášť, 3-magnetický okruh, 4-permanentný magnet, 5-vinutie, 6-odpružená doska, 7-blok z ľahkého kovu, 8-kompresorová skriňa, 9-piest, 10-výtlačný ventil, 11,12-prípoje sacieho a výtlačného potrubia.

202

c/elektrodynamické kompresory – využívajú elektrodynamický pohon. Práce na tomto kompresore urobil po 2. svetovej vojne Heinrich Dölz a dosiahol podstatné zlepšenia. Kmitavý pohyb sa dosahuje pomocou cievky, napájanej striedavým prúdom a elektromagnetickým okruhom.

Obrázok 117 Elektrodynamický vibračný kompresor podľa konštruktéra Dölza Pri kmitaní nesmú byť sily veľké a preto sa používa tento kompresor len pre malé výkony. Osová sila klesá s amplitúdou kmitov, takže kompresor sa bez problémov rozbieha. Pohon kompresoru má permanentný magnet - je zhotovený zo zliatiny Alnico 400, v ktorom napája striedavý prúd cievku. Pri frekvencii 50 Hz vznikajú zodpovedajúce striedavé kmity. Má štíhly piest a pomerne veľký zdvih, ale kmitajúce hmoty sú veľmi malé. Kompresor je odpružený v plášti kompresoru - kompresor má dobré tlmenie hluku. Chladiaci faktor /COP/ ε = 1,26 kW/kW, pri to= -10°C, pri ďalšom zlepšení motoru ε =1,97 kW/kW.

Podľa počtu stupňov kompresory rozdeľujeme na: • kompresory jednostupňové – pozrite /L3/, časť šiestu, kap. 6.2.2.2, • kompresory dvojstupňové – pozrite /L3/, časť šiestu, kap. 6.2.2.2.3, • kompresory trojstupňové – pozrite /L3/, časť ôsmu, kap. 6.2.2.3. V uvedených kapitolách je podrobné vysvetlenie a zdôvodnenie použitia

jednostupňových, dvojstupňových a trojstupňových kompresorov.

Podľa polohy osi valcov sa piestové kompresory rozdeľujú na: • stojaté, radové – valce sú v rade vedľa seba, pozrite obr. 112. • s osami valcov do tvaru W a • ležaté /horizontálne/, pozrite obr. 118 i, j.

Podľa spôsobu mazania kompresoru sa piestové kompresory rozdeľujú na: • kompresory, ktoré sú mazané rozstrekovým spôsobom, pozrite obr. 112, resp. /L5/,

kap. 2.1, obr. 38, • kompresory, mazané na princípe odstredivých síl, pozrite /L5/, kap. 2.1, obr. 39, • kompresory, ktoré sú mazané olejovým čerpadlom, pozrite /L5/, kap. 2.1, obr. 40.

Podľa smeru toku chladiva do valca a von z valca sa kompresory piestové rozdeľujú na:

• jednosmerné a/ s riadnym smerom toku chladiva ,obr. 144 b/ s obráteným smerom toku chladiva

• protismerné. Podľa mechanizmu pohonu sa piestové kompresory rozdeľujú na:

• bezkrižiakove, pozrite obr. 112, • križiakove, obr.118 f,g,h.

Bezkrižiakový kompresor – piestový kompresor, pri ktorých ojnica je v piestnom čape otočne uložená, alebo piestny čap je otočne uložený v pieste, resp. ojnica je uložená otočne v piestnom čape a súčasne piestny čap je uložený otočne v pieste /tzv. plávajúci čap/.

203

Obrázok 118 Rozdelenie piestových kompresorov Legenda:a/stojaté, b/s valcami do V, c/ s valcami do W d/ s valcami do V V, e/ hviezdicové, f/ležaté s valcami usporiadanými vedľa seba, g/boxerové, h/s valcami do L, i/ otvorené resp. upchávkové j/polohermetické k/hermetické l/dvojtupňové s rovnakým priemerom piestov (l až m), dvojstupňové s odstupňovaným piestom(n), o/podľa počtu činných plôch piestu sú kompresory jednočinné (a až e), dvojčinné (f až h), p/podľa spôsobu prevodu rotačného pohybu na priamočiary kompresory bezkrižiakové (a až e) a kompresory križiakové (f až h).

Križiakový kompresor – piestový kompresor, v ktorom sa pohybuje piest s piestnou tyčou, ktorá je s ním pevne spojená a jej druhý koniec je uložený v križiaku, kde je súčasne uložená ojnica kľukového mechanizmu pohonu kompresoru. Toto riešenie je nutné predovšetkým pri ležatých kompresoroch s ťažkými piestami alebo pri stojatých kompresoroch pri požiadavke presného vedenia piestu, ako je tomu pri bezmazných strojoch.

204

a/ b/

Obrázok 119 Kompresory podľa mechanizmu pohonu. Legenda: a/ bezkrižiakový stojatý kompresor s kľukovo-ojničným mechanizmom: 1-valec, 2-piest, 3-plášť kompresoru /môže slúžiť na chladenie kompresoru/, 4-ojnica, 5-kľuka kľukového hriadeľa, 6-základ kompresoru, 7-sací pracovný ventil, 8-sací nástavec kompresoru, 9-výtlačný pracovný ventil, 10-výtlačný nástavec kompresoru, 11-plášť na ochladzovanie hlavy valca, 12-hlava valca b/ križiakový kompresor: 1-valec, 2-piest, 3-výtlačný nástavec, 4-výtlačný pracovný ventil /ventily/, 5-zadná hlava kompresoru, 6-upchávka, 7-piestna tyč, 8-križiak, 9-ojnica, 10-kľuka kľukového hriadeľa, 11-kľukový hriadeľ, 12-rám, 13-plášť na chladenie zadnej hlavy, 14-sací nástavec, 15-sací pracovný ventil /ventily/, 16-predná hlava valca, 17-plášť prednej hlavy, 18-plášť valca /môže slúžiť na chladenie kompresoru/. Podľa stlačovania plynného chladiva vo valci jednou alebo dvomi stranami piestu rozdeľujú sa piestove kompresory na:

• jednočinné – stlačovanie plynu sa robí jednou stranou piestu, • dvojčinné – stlačovanie plynu sa robí postupne oboma stranami piestu. Druhá strana

piestu je bližšie ku kľukovej skrini. Tieto kompresory sú výhradne križiakove, pozrite obr. 118 f.

Obrázok 120 Spôsoby chladenia kompresora. Obrázok vľavo: chladenie oleja statickým výmenníkom, obrázok vpravo: chladenie oleja pomocou predkondenzátora Legenda:1-výparník, 2- predkondenzátor, 3-kondenzátor, 4-chladič oleja, 5-vonkajší statický chladič.

205

Podľa spôsobu chladenia kompresorov /odvod stratového tepla/ rozdeľujeme kompresory na /pozrite /L3//:

• so statickým ochladzovaním, obr.63, • s dynamickým ochladzovaním od ventilátora kondenzačnej jednotky, alebo

prídavným ventilátorom, obr. 64, • sacími parami chladiva, vstupujúcimi do plášťa kompresoru, obr.65, • olejom, ktorý sa rozstrekuje v priestore plášťa na súčasti kompresoru, obr. 66, • chladivom, ktoré pomocou predkondenzátoru ochladzuje olej kompresoru a tak mu

odoberá teplo, obr.67, • vodou, pričom voda ochladzuje hlavy valcov, olej, alebo plášť kompresoru, obr. 68.

Rotačný kompresor – objemový kompresor, ktorý má jeden, alebo dva rotory otáčajúce sa okolo osi rovnobežnej s osou valca. Obrázok 121 Rotačný kompresor s valivým piestom Legenda: S-nasávanie plynného chladiva do valca, D-vytlačené chladivo z valca. a/,b/,c/ - jednotlivé fázy pri práci rotačného kompresora s valivým piestom /nasávanie, stláčanie, výtlak/. Do tejto skupiny sa zaraďujú tieto konštrukcie kompresorov: a/ s jedným hriadeľom:

• s jedným valivým piestom a teda s jednou deliacou lopatkou dotláčanou pružinou k odvaľujúcemu sa piestu vo valci /tento kompresor sa v literatúre označuje tiež ako kompresor s krúžiacim piestom/, obr. 121

• s jedným valivým piestom, pričom deliaca lopatka je nerozoberateľne spojená s odvaľujúcim sa piestom vo valci – tzv. swing kompresor, pozrite obr. 122 vpravo.

• s dvomi valivými piestami a dvomi valcami a jedným hriadeľom a jednou deliacou doskou pozrite obr.123

Obrázok 122 Rotačné kompresory Vľavo: s valivým pohybom piestu, pri ktorom deliaca doska sa dotýka piestu; Vpravo: swing kompresor - deliaca doska je pevne spojená s piestom, ktorý vykonáva kývavý pohyb. Rotačný kompresor s valivým pohybom piestu s deliacou doskou, ktorá sa dotýka valca a swing kompresor, ktorého piest je pevne spojený deliacou doskou, pričom piest vykonáva kývajúci pohyb. Obidva typy kompresorov majú os pohonného hriadeľa zhodnú s osou valca. Os excentra obieha okolo osi valca.

206

výtlačná stranahriadeľ

lopatka

sacia strana

PC ventil

sacia strana PC ventil

PC ventil

sacia strana výtlačná strana

PC ventily

hriadel

sacia strana Výtlačná strana

lopatka

sacia strana výtlačná stranavýtlačná strana hriadel

lopatka

sacia strana

sacia strana

PC ventil

PC ventil

PC ventil

sacia stranasacia strana výtlačná strana

PC VENTILY

sacia strana výtlačná stranalopatka

Obrázok 123 Konštrukcia dvojvalcového kompresora s dvomi valivými piestami a jedným hriadeľom /tzv. Power-Control-kompresor/, ktorý má dva usporiadané valce nad sebou a ktorého pracujú 2 valce vzájomne presadené o 180°. Kompresor má 4 výkonové stupne 25, 50, 75, 100%. Pracovné priestory valcov sú v hermetickom plášti kompresora vzájomne spojené tromi regulačnými ventilmi PC. Počas uhlu otočenia o 360° zatvára a otvára odvaľujúci sa piest bypassové otvory, čím sa nasaje len vždy potrebné množstvo chladiva regulačným ventilom a dopravuje sa do výtlačného potrubia.

• krídlový kompresor – má jednu alebo viac komôr. Os valca je k osi otáčajúceho sa hriadeľa krídlového kompresoru posunutá o excentricitu. Osi sú rovnobežné a táto poloha sa zachováva počas prevádzky, obr. 122. Deliace krídla kĺžu po ploche valca a spôsobujú uzavretie plynu medzi sacou a výtlačnou stranou. Dosedajú odstredivou silou a prítlak sa môže zvýšiť silou pružiny. Používajú sa aj v iných oblastiach ako v chladiacej technike.

Obrázok 124 Rotačný krídlový kompresor firmy Whirpool. a-dvojkrídlový dvojkomorový kompresor, b-štvorkrídlový štvorkomorový kompresor. a/ b/ Legenda: 1-valec, 2-rotujúci piest, 3-pohonný hriadeľ, 4- deliace krídla.

207

• scroll-kompresor – stláčanie pár chladiva sa uskutočňuje medzi dvomi špirálami /scrolls/, z ktorých jedna je nepohyblivá, tzv. pevná špirála a druhá, pohyblivá, sa odvaľuje na nej, tzv. špirála s orbitálnym pohybom. Pri tomto pohybe vznikajú medzi špirálami priestory kosákovitého tvaru, v ktorých sa nachádza parné chladivo, pričom ich objem sa zmenšuje, chladivo sa stláča a pohybuje sa k stredu špirál, kde je výtokový otvor a chladivo približne pri kondenzačnom tlaku sa vytláča z kompresoru. Princíp práce je na obr. 125.

Obrázok 125 Princíp práce scroll kompresoru. Legenda: 1-kompresor nasáva symetricky do obidvoch otvorov paru chladiva; 2- po uzatvorení vstupných otvorov sa vytvoria dva parné priestory s veľkým objemom; 3- po presune pohyblivej špirály, zmenší sa objem pary chladiva a zvýši sa tlak pary na stredný tlak; 4-ďalej sa zmenšuje objem pary až ku stredu špirál až relatívne na nulu - chladivo pri kondenzačnom tlaku je rovnomerne vytláčané bez pulzácií z kompresoru; 5-Pri pohybe špirály sa vytvoria viaceré parné priestory, ktoré sa zmenšujú a súčasne stláčajú. Pritom sú vždy dva proti sebe ležiace priestory, ktoré sú rovnako veľké.

• Skrutkový kompresor – rotačný kompresor s rotujúcim/i/ skrutkovicovým /vými/ rotorom /mi/, ktorý/é/ má /jú/ pevnú os otáčania, pričom kompresia prebieha staticky.

Jednoskrutkový / jednorotorový/ kompresor – kompresor má jeden rotor, ktorý má šesť drážok. Tým je vytvorené skrutkové ozubenie. Konštrukcia má dve hviezdice - každá hviezdica má 11 zubov, ktoré vytvárajú, oddelené priestory, v ktorých sa uskutočňuje nasávanie, stlačovanie a vytlačovanie chladiva. Zuby hviezdíc sa nedotýkajú rotora. Utesnenie kompresoru sa dosahuje olejom. Principiálna schéma je na obr. 126. Používa sa chladivo amoniak. Vyrába sa holandskou firmou Grasso. Rotor je z hliníkovej zliatiny, hriadeľ z oceli, blok kompresoru zo sivej liatiny. Jednoskrutkové kompresory vyrábajú predovšetkým japonské firmy, napr. firma Daikin. Obrázok 126 vpravo hore: Jednoskrutkový / jednorotorový/ chladivový kompresor Legenda: 1-rotor, 2-hviezdicové ozubenie

208

b/ s dvomi hriadeľmi • skrutkový dvojrotorový kompresor

Obrázok 127 Skrutkový dvojrotorový polohermetický kompresor firmy Bitzer Legenda: 1-hlavný rotor, 2-vedľajší rotor, 3-valčekové ložiská, 5-výkonová regulácia /odľahčenie rozbehu, 10-zabudovaný elektromotor, 11-elektrická pripojovacia krabica, 12-ochranné zariadenie motoru /na obrázku nie je znázornené/ Rýchostné alebo dynamické kompresory

• turbokompresory

Turbokompresor – kompresor, v ktorom plynné chladivo sa urýchľuje lopatkami obežného kolesa /obežné lopatky prenášajú impulz na plyn/ na vysokú rýchlosť a tak získaná kinetická energia pri náväznom spozdení rýchlosti plynu sa mení na statický tlak.

Turbokompresory sa rozdeľujú na:

a/ radiálne /odstredivé/ - v obežnom kolese prúdi stlačovaný plyn v podstate smerom radiálnym. Pri prúdení sa plyn pri rastúcom polomere v obežnom kolese je vystavený stále väčšej odstredivej sile, čím sa vytvára väčší tlakový rozdiel ako v axiálnych kompresoroch. Ďalšia časť tlakovej stavby nastáva v smere toku chladiva, v difúzore. b/ axiálne /osové/ - chladivo pohybom obežných lopatiek skrutkovicového tvaru dostáva pohyb v smere osi do difúzoru, kde sa jeho kinetická energie premení na tlakovú. Usmerňovacie lopatky sú ako vodiace k nasledujúcemu stupňu obežného kolesa. Axiálne kompresory sa používajú v chladiacej technike pre veľmi veľké dopravované výkony, 500 až 50000 m3/h, napr. pre zariadenia na skvapalňovanie zemného plynu a na skvapalňovanie vzduchu. Preto v ďalšom sa nebudeme axiálnymi kompresormi už zaoberať.

209

Obrázok 128 Rez turbokompresorovou jednotkou Carrier Legenda:1-odvlhčovač /spätné potrubie chladiva/, 2-priezorník, 3-plavákový ventil odvlhčovača 4-ventil odpadovej vody, 5-priezorník vody, 6-odvhčovač-kondenzátor, 7-odvlhčovač-potrubie na odber vzorky, 8-odvlhčovač-odvzdušňovací ventil, 9-odvlhčovač-manometer, 10-clona chladiva, 11-chladiovové sito a premenlivá clona, 12-motor kompresoru, 13-prevodovka, 14-obežné koleso, 2. stupeň, 15-obežné koleso, 1. stupeň, 16-pohon vodiacich lopatiek, 17-nástavce kompresoru, 18-nastaviteľné vodiace lopatky, 19-ekonomizér-plynové potrubie, 20-kompresor-výtlak plynu, 21-kondenzátor, 22-termický ekonomizér, 23-chladič, 24-zberač kondenzátoruu, 25-uzatváracie zariadenie /4/, 26-magnetický ventil chladiva, 27-potrubie prítoku chladiva, chladenie motoru a odvlhčovač, 28-Prítok chladiva - regulačný piest, 29-Plaváková komora na výtlačnej strane, 30- ventilová komora na výtlačnej strane, 31-clona chladiva a sito, 32-príruba – ekonomizér - nástrekové potrubie, 33-kondenzátor-odtok chladiva, 34-potrubie prítoku chladiva, 35-viacúčelový kotol, 36-sito chladiva/2/, 37-Plaváková komora sacej strany, 38-ventilová komora sacej strany, 39-prípoje ochladenej vody /solanky/, 40-prípojechladiacej vody. Na obr. 152 je znázornený bez mazania a bez trenia pracujúci turbokompresor /má magnetické ložiská/, tzv. Turbocor firmy Danfoss, pre chladenie a klimatizáciu a pre výkony do 300 kW s malými vonkajšími rozmermi – pozrite aj obr. 153. Rotorový hriadeľ s lopatkovaním obežných kolies je udržovaný vo vznose za rotácie číslicovo riadeným systémom magnetických ložísk.

• prúdové /ejektorové/ V nich sa využíva tlakovej energie pary chladiva na dosiahnutie vysokej nadkritickej rýchlosti /rádove 1000 m/s// v Lavalovej trubici. Z nej potom vstupuje chladivo do

210

zmešovacej komory, kde sa mieša so stlačovaným plynom. Nasleduje vstup do difúzoru, kde sa kinetická energia zmesi mení na tlakovú energiu. Zmes má na výstupe z difúzoru nízku rýchlosť a s takou vstupuje do kondenzátoru, kde sa skondenzovaná para chladiva odlúči od stlačeného plynu. Podrobnejšie sme prúdové /ejektorové/ zariadenie uviedli v kapitole 6.2.2.6.6, v prvej knihe Späť k základom, v deviatej časti, na strane 215.

Jednou z prvoradých požiadaviek z hľadiska udržania kvality životného prostredia je aj požiadavka na tesnosť a hermetickosť konštrukcie všetkých vyššie uvedených typov kompresorov. Z hľadiska tesnosti konštrukcie sa kompresory rozdeľujú na:

• otvorené • polohermetické a • hermetické

Otvorený kompresor – chladivový kompresor, ktorého plášť kompresoru utesňuje chladivo, obsahuje pohyblivé časti pohonu kompresora. Otvorený kompresor nemá pohonný motor a často sa označuje aj pojmom upchávkový kompresor, obr. 112. Pri otvorených kompresoroch je hriadeľ vyvedený z kľukovej skrine a je utesnený upchávkou. Pohon otvoreného kompresoru môže byť: • elektromotormi – je najviac

rozšírený. Používajú sa elektromotory s rôznymi napätiami a sieťovými frekvenciami, otáčkami, ako aj motory s prepínateľnými pólmi a taktiež meniče frekvencií.

Obrázok 129 Kompresorová jednotka, u ktorej je otvorený piestový kompresor poháňaný elektromotorom pomocou priamej spojky

• spaľovacími motormi – ako sú Dieslov, Ottov, alebo plynový motor. Tie sa používajú v kontainerových a železničných transportných chladiacich jednotkách.

• hydromotormi – používajú sa v chladiacich zariadeniach pre cestné dopravné prostriedky, pričom kompresorový a motorový hriadeľ môžu byť pevne spojené.

Pohon veľkých turbokompresorov býva: • plynovými turbínami alebo • parnými turbínami.

Na prevod chladivových kompresorov od motora sa používajú: -priame spojky, obr. 129 :

• pevné • elastické /obr.130/, alebo • vysokoelastické ,

-remeňové prevody, pozrite obr. 131 a -elektromagnetické spojky, obr. 131.

211

Obrázok 130 Elastické spojky pre pohon otvorených piestových kompresorov vľavo: axiálne umiestnený elastický prvok spojky, vpravo: radiálne umiestnený elastický prvok spojky. Legenda:1-náboj zo strany kompresoru s hmotou zotrvačníka, 2-náboj zo strany motoru, 2-medzikus z elastomeru. Obrázok 131 Kompresorová jednotka pozostávajúca z elektromotoru, otvoreného kompresoru, poháňaného remeňovým prevodom

Obrázok 132 Elektromagnetická spojka Legenda:1-remenica pre klinové remene, 2-unášací kotúč, 3-elektromagnet. Pri otvorených kompresoroch dosiahnutá kvalita celku kompresor - spojka- /alebo remeňový prevod/-motor je závislá aj od otáčok kompresora. Pri turbokompresoroch, kde otáčky môžu byť až 25000 min-1, musí byť nastavenie kompresoru s pohonom a spojkou ďaleko presnejšie, ako pri piestových kompresoroch, kde otáčky kompresoru sú podstatne nižšie /pri elektrickej sieti s kmitočtom 50 Hz/- pre dvojpólové elektromotory/ 3000 min-1. Otvorené kompresory pre transportné /dopravné/ chladiace zariadenia Pri frekvencii otáčania 25 s-1 je dopravovaný objem 18,6 m3/hod, chladiaci výkon Qo=7000 W, chladivo R134a, hmotnosť kompresoru so spojkou je 15,1 kg. Na hriadeli je šikmý kotúč 16. . Pri otáčaní hriadeľa 10 sa premiestňuje piestna tyč v smere osi kompresoru pomocou guličkových ložísk 3 a piesty 20 vykonávajú priamočiary vratný pohyb vo valcoch 2 a 6. Vo ventilových doskách 13 a 14 sú sacie a výtlačné pracovné ventily. Prevod sa uskutočňuje od automobilového motoru pomocou remenice 8, klinového remeňa a elektromagnetickej spojky 9.

212

Obrázok 133 Otvorený šesťvalcový horizontálny kompresor General Electric pre klimatizáciu automobilu. Legenda:1,7-hlava valca, 2,6-valec,3-guličkové ložisko, 5- piestná tyč, 8-remenica pre klin. remeň, 9-elektromagnetická spojka, 10-hriadeľ, 12-upchávka,13,14-ventilová doska,16-šikmý kotúč, 19-čerpadlo oleja, 20-piest.

Obrázok 134 Motorkompresor firmy Stempel - piestový kulisový kompresor bez elektrickej inštalácie. Legenda: a- oceľový plášť, b - rotor, c- stator, d - uložný veniec statoru, e-doraz pri odpružení pružín pri preprave kompresorov, f-protizávažie, g-ventilačné koleso, h-hriadeľ, i-hlava valca, l-piest, m-výtlačné potrubie, n- sacia rúrka oleja, o-kulisa, p-kameň, q-tri pružiny, r-sacie potrubie, s- pomocný ventil, t, w, v-tlmiče, u-drážka na olej pre mazanie piestu.

213

Kompresorová jednotka – chladivový otvorený kompresor s pohonným motorom a príslušenstvom, ktoré sú spolu zostavené na základovej doske a nahotovo vyrobené vo výrobnom závode, pozrite obr.129 a obr.131.

Motorkompresor – chladivový kompresor spolu so zabudovaným elektromotorom v plášti kompresoru /obr.133/ bez elektrickej inštalácie, alebo s motorom upevneným na plášti kompresoru, pozrite obr.134.

Kompresory na obr. 135 sa označujú „polootvorené“ a majú tieto výhody: • oddelením statora sa vinutie motoru nenachádza v chladiacom okruhu, • nie je potrebné utesnenie hriadeľa upchávkou, ako pri otvorených kompresoroch, takže

nie je nebezpečie takých veľkých únikov ako pri otvorených kompresoroch, • nie je nebezpečie poškodenia vinutia mechanickými nečistotami, • chladivo ani olej neovplyvňujú /neobmývajú/ vinutie statoru, • všetky kompresory majú vertikálny hriadeľ a 2 až 3 symetricky usporiadané valce, • motory sú v jednofázovom a trojfázovom zhotovení, • kompresory môžu pracovať v rozsahu vyparovacích teplôt -40°C až +15°C, pričom

rozsah výkonov je 300 W až 50 kW, • sušenie okruhov s týmito kompresormi je ľahšie ako s hermetickými, podobne aj

opravy, stator je možné vymeniť na mieste prevádzky.

Nevýhody: • tieto kompresory majú nižší chladiaci faktor, ako piestové hermetické kompresory, • majú vyššiu hlučosť, • majú väčšie vonkajšie rozmery, • ich výroba je zložitejšia a • majú vyššiu cenu.

a/ b/ c/

Obrázok 135 Kompresor so statorom upevneným na plášti kompresoru, pričom stator je oddelený od rotora oddeľujúcim plášťom. a/ sovietsky kompresor FGe. Legenda:1-stator, 2-oddeľujúci plášť, 3-rotor. Oddeľujúci plášť je privarený o spodnú časť plášťa kompresoru. b/c/ kompresory rakúskej firmy Frigopol. Oddeľujúci plášť statoru od rotoru je pripevnený o nosnú časť kompresoru skrutkami a utesnený tesnením. Na obrázku 135a vidieť, že oceľový plášť oddeľuje rotor a celý kompresor od statoru. Na obr. 135c je oddeľujúci plášť /zakrývajúci rotor/ a plášť kompresoru, ktorý sa upevňuje na stator.

214

Polohermetický kompresor /obr. 150/ – kompresor s motorom spolu /motorkompresor/ v parotesnej uzavretej, rozoberateľnej skrini /plášti/, z ktorej nevychádza žiadna pohyblivá súčasť tesnená upchávkou, napr. obr.126. Chladivo vstupuje do kompresoru: • priamo do valca /valcov/ kompresoru, pozrite /L3/, obr. 64, pričom kompresor sa

ochladzuje vzduchom pomocou vonkajšieho ventilátoru, alebo • cez elektromotor, ktorý ochladí a až tak vstupuje do valca /cov/, /L3/, obr. 65.

Hermetický kompresor – kompresor s motorom /motrorkompresor/ v uzavretej parotesnej nerozoberateľnej skrini /plášti, z ktorého nevychádza žiadna pohyblivá súčasť tesnená upchávkou/, ktorá má potrebné rozbehové a ochranné zariadenia, pozrite obr. 136.

Motorkompresor, chladený nasávacími parami – hermetický, alebo polohermetický motorkompresor, ktorého pohonný elektromotor je ofukovaný a chladený nasávanou parou chladiva. Takto sú v prevážnej miere konštruované a chladené hermetické a polohermetické piestové kompresory, obr. 135. Obrázok 136 Hermetický kulisový štvorpólový /otáčky 1500 min-1/ kompresor pre domáce chladničky a mrazničky, chladený nasávajúcimi parami chladiva -výrobok firmy Tecumseh. Legenda: a-oceľový plášť, b-stator, c-nosná časť kompresoru zo sivej liatiny, d-závesné pružiny, e-valec, f-piest, g-kulisa, h-kameň, i-kľukový hriadeľ, k-rotor, l-sací nástavec, m-saci tlmič hluku, n-sacia rúrka, o-ventilová doska, p-výstupný tlmič hluku, q-výtlačné potrubie, r-výtlačný nástavec, s-prechodka elektrického prúdu, t-rozbehové relé. Motorkompresor, chladený parami vytlačovaného chladiva – hermetický, alebo polohermetický motorkompresor, ktorého pohonný elektromotor je ofukovaný parami vytláčaného chladiva. Toto chladenie elektromotoru a kompresoru majú rotačné kompresory s valivým pohybom piestu. Obrázok 137 Hermetický rotačný kompresor s valivým pohybom piestu vo valci. Legenda: a/s horizontálnym hriadeľom, b/s vertikálnym hriadeľom. a/ b/

215

Triedy zhotovenia kompresorov: • normálna /N/, pri ktorej kompresory sú konštruované pre max. teplotu okolia 32°C a • tropická /T/, pre max. teplotu okolia ta = 43°C.

Z hľadiska použitia chladivových kompresorov pre vyparovacie teploty v rozsahu:

• pre vysokoteplotný rozsah výparných teplôt, HBP – používajú sa pre klimatizačné zariadenia,

• pre strednoteplotný rozsah výparných teplôt, MBP- používajú sa prechladiace zariadenia pre distribúciu potravín a pre chladiarne,

• pre nízkoteplotný rozsah výparných teplôt, LBP- používajú sa v distribúcii zmrazených potravín a pre mraziarne.

Podľa záberového momentu motoru rozdeľujeme kompresory:

• s nízkym záberovým momentom–používa sa pri malých hermetických kompresoroch, ktoré pracujú v chladiacich okruhoch riadených kapilárnou rúrkou,

• s vysokým záberovým momentom - používa sa v kompresoroch pre chladiace okruhy riadené termostatickým expanzným ventilom /TEV/, resp. elektronickým expanzným ventilom /EEV/.

4.3 KRITÉRIA KVALITY PRÁCE KOMPRESOROV

Pre vyhodnocovanie práce kompresorov, predovšetkým malých hermetických kompresorov do úvahy sa berú tieto kritéria:

• kritéria objemové, od ktorých závisia hlavné rozmery kompresora, • kritéria energetické, ktoré majú priamy vplyv na príkon kompresora, • kritéria hlučnosti, pulzácií plynu a chvenia, ktoré posudzujú kompresor z hľadiska

chvenia, pulzácií a hluku, • kritéria životnosti a opotrebovania trecích dvojíc kompresora

Na stanovenie objemových a energetických kritérií je potrebné získať indikátorový diagram /závislosť p-V/ skúšaného kompresoru. Používané registračné zariadenia zaznamenávajú však len závislosť tlak – uhol otočenia kľukového hriadeľa.

Aby sa mohla previesť táto závislosť do súradníc p-V, je potrebné riešiť závislosť medzi dráhou piestu a uhlom otočenia kľukového hriadeľa.

Pre kľukový mechanizmus s konečnou dĺžkou ojnice platí vzťah podľa /L17/:

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛±±±−= ...sin

8sin

2cos1 4

32 αλαλαry / m / /13/

kde: y – dráha piestu z hornej medznej polohy r – rameno kľuky hriadeľa (polomer kľukovej kružnice) λ – pomer ramena kľuky ku dĺžke ojnice λ = r/l α – uhol otočenia kľukového hriadeľa. V praxi sa uvažujú prvé tri členy v zátvorke rovnice /13/, pretože rad rýchlo

konverguje; pre λ = 51 je .

10001

8

3

=λ

216

Pre kľukový mechanizmus s nekonečnou dĺžkou ojnice /kulisový mechanizmus/ l = ∞, a potom λ = 0, vzťah /13/ sa zjednoduší na: ( )αcos1−= ry / m / /14/ Pri konkrétnom riešení je výhodné obidva vzťahy vyčísliť pre daný kompresor na počítači, čím dosiahneme dráhu piesta v závislosti na každom stupni otočenia kľukového hriadeľa. Rýchlosť c piesta v ľubovoľnej polohe dostaneme deriváciou podľa času t:

α

ωαα d

dydtd

ddy

dtdyc ⋅=⋅== /m/s/ /15/

kde: ω – uhlová rýchlosť ω = 2πn /rad.s-1//16/ kde: n – otáčky /s-1/ Rovnicu /13/ derivujeme podľa uhla otočenia hriadeľa α /uvažujeme prvé 3 členy v zátvorke/:

( ) ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛ ±=⋅±⋅= αλαααλαω 2sin

2sincossinsin vrc /m/s/ /17/

Posledný člen je so znamienkom mínus pre pohyb z prednej polohy /resp z hornej mŕtvej polohy/ do zadnej /resp. dolná mŕtva poloha/. Pri kulisových hermetických kompresoroch prejde vzťah /17/ do tvaru: c = r . ω . sin α /m.s-1/ /18/ Pri výpočte piestových kompresorov sa zavádza pojem stredná piestová rýchlosť. Je daná vzťahom:

30. nLcs = /m/s/ /19/

kde: L – zdvih piesta /m/ n – otáčky /min-1/ Je to rýchlosť, ktorou by piest za polovicu otáčky prebehol pri rovnomernom pohybe dráhu rovnú zdvihu piestu.

Zrýchlenie piesta sa vypočíta deriváciou rýchlosti podľa času:

α

ωαα d

dcdtd

ddc

dtdca ⋅=⋅== /m.s-2/ /20/

a = ωαd

dc získame deriváciou vzťahu /16/ za predpokladu, že ω=konšt. a dostaneme

vzťah: ( )αλαω 2coscos.2 ⋅±= ra /m.s-2/ /21/

217

4.3.1 OBJEMOVÉ KRITÉRIUM Diagram p-V pre jednostupňový ideálny kompresor Diagram p-V sa v odbornej terminológii nazýva pracovný, taktiež tlakový alebo aj indikátorový. Ak je reč o ideálnom kompresore, potom predpokladáme, že kompresor:

• pracuje s ideálnym plynom, • nemá žiadne tlakové, ani mechanické straty, • je absolútne tesný a všetok plyn sa z valca vytlačí, • exponent krivky kompresie je stály.

Pri pohybe piestu z bodu 4 do 1 sa do valca nasáva para chladiva s konštantným tlakom p1. Pri spätnom pohybe piestu sa chladivo piestom stláča z bodu 1 do bodu 2 na tlak p2 , ktorý je v priestore nad výtlačným ventilom a všetok plyn /ide o ideálny kompresor/ sa z valca pri tomto tlaku vytláča, takže na začiatku ďalšieho zdvihu tlak klesne z hodnoty p2 na sací tlak p1.

Pre rovnicu krivky c na obr. 138 vpravo, t.j. pre kompresiu polytropickú platí vzťah:

nn VpVp 2211 ⋅=⋅ /22/

Obrázok 138 Pracovný diagram ideálneho kompresora /vľavo/ a krivky stlačenia vo valci kompresora /vpravo/: a- izotermická kompresia, ak všetko teplo pri stlačovaní sa odvádza a teplota plynu sa nemení, b- adiabatická kompresia /tiež izoentropická kompresia/, ak sa plynu pri kompresii teplo neprivádza, ani neodvádza a entrópia zostáva stála, c- polytropická kompresia, najviac sa približuje skutočnosti. Ľavá medzná poloha pohybu piestu je označená bodmi 4 a 3, pravá medzná poloha bodom 1. Rozlišujeme prácu /pozrite obr.139/:

• absolútnu a • technickú.

 

218

Obrázok 139 Práca absolútna a práca technická Práca absolútna alebo kompresná Je to práca vynaložená len na stlačenie plynu. Označená je zvislým šrafovaním /plocha pod krivkou 1-2/.

Práca absolútna adiabatická /taktiež sa označuje ako izoentropická/ je daná vzťahom:

Aabsolútna, adiabatická = ⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

−

11

.1

1

211k

k

pp

kVp /23/

za 1

2

pp môžeme dosadiť:

01

2

pp

pp

pp k

s

v == /24/

kde: pv – tlak na výtlaku kompresora ps – tlak v sacom nástavci kompresora pk – kondenzačný tlak p0 – vyparovací tlak

Vzťah /24/ platí približne len vtedy, keď sú sacie a výtlačné potrubia krátke /nie sú dlhé/. Práca technická, alebo práca kompresora Je to práca vynaložená na celý obeh. Je to plocha, obmedzená úsečkami sania 4-1, výtlaku 2-3 a krivkou kompresie 1-2. Práca technická, adiabatická je daná vzťahom:

Atechnická, adiabatická =⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅

−

−

11

1

1

211

kk

ppVp

kk /25/

Porovnaním vzťahov /23 / a /25/ dostaneme, že práca technická, adiasbatická sa rovná násobku adiabatickým súčiniteľom k a absolútnej adiabatickej práce: Atechnická, adiabatická = k . Aabsolútna, adiabatická . /26/ Polytropická technická práca Platia tie isté výpočtové vzťahy, ako pre prácu adiabatickú, len namiesto adiabatického exponentu k použijeme polytropický exponent n. Pre piestové kompresory hodnota n je medzi hodnotami 1 a k.

219

TLAKOVÝ DIAGRAM SKUTOČNÉHO KOMPRESORU Vplyv škodlivého priestoru na tvar diagramu Tento diagram sa líši od diagramu ideálneho kompresora. Na rozdiel od ideálneho kompresora piest skutočného kompresora v polohe na konci vytlačovania nevyplní celý priestor valca, ale zostáva malá medzera medzi piestom, ventilovou doskou a kanálmi pod doštičkami výtlačných ventilov. Tento malý priestor tvorí tzv. škodlivý priestor. Z tohto škodlivého priestoru expanduje malé množstvo stlačeného plynného chladiva na začiatku sacieho zdvihu piestu. Tým sa zmenší objem nasatého chladiva do valca.

Obrázok 140 Diagram p-V obehu kompresora so škodlivým priestorom Pomerný škodlivý priestor /udáva sa percentách/ je pomer objemu Vo škodlivého priestoru k objemu zdvihu piestu Vz:

100.0

zVV

=ε /%/ /27/

Volí sa, v závislosti na konštrukcii piestového kompresora, 2,5 až 10%. Pri malých hermetických kompresoroch s otáčkami 2900 min-1 býva škodlivý priestor 2,5 až 3%. Veľkosť pomerného škodlivého priestoru závisí na rozmeroch valca, na veľkosti a druhu ventilov a na druhu kompresora.

Objem Vo sa vypočíta zo vzťahu /24/: 0V = zV⋅ε /m3/ /28/

Zo škodlivého priestoru Vo spätne expanduje para chladiva po predchádzajúcom zdvihu piestu, skôr než otvorí sací ventil, na objem V4, ktorého veľkosť je daná vzťahom:

V4 = Vo .m

pp

1

1

2⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ /29/

kde: m – je súčiniteľ expanznej polytropy

expanzie a približne sa rovná súčiniteľu polytropy kompresie. Existenciou prietokových odporov v sacom, výtlačnom ventile a v priestore hlave valca sací tlak nie je konštantný a v dôsledku toho plocha diagramu sa zväčší a šrafované plôšky /pozrite obr.141/. Práca kompresoru je v dôsledku toho väčšia. Vyduté plochy na saní a výtlaku sú charakteristické pre samočinné ventily.

Obrázok 141 Vplyv prietokových odporov vo ventiloch na tvar diagramu.

220

Indikovaná práca Pri určovaní veľkosti práce kompresoru vychádzame z adiabatického procesu. Na skutočný polytropický proces berieme zreteľ zavádzaním príslušných účinností.

Obrázok 142 Plocha indikátorového diagramu premenená na plochu obdĺžnika, v ktorý má strany L – zdvih piesta a jeho výška je pi je stredný indikovaný tlak /znázornený v merítku tlakov/. Prácu zodpovedajúcu skutočnému procesu, ktorý sa odohráva vo valci kompresora získame zmeraním plochy indikátorového diagramu valca daného kompresora. Plocha indikátorového diagramu sa premení na obdĺžnik, v ktorom jeho základňa sa rovná dĺžke zdvihu piestu L a výška obdĺžníku (v merítku tlakov) strednému indikovanému tlaku pi. Práca, získaná indikovaním, sa nazýva indikovaná práca a vypočíta sa podľa vzťahu:

Ai = pi . Fp . L . n /30/ kde:

pi – stredný indikovaný tlak /Nm-2/ Fp – plocha piesta /m2/ L – zdvih piesta /m/ n – otáčky /s-1/ Pri pohybe piesta z bodu 1 do 2 sa stlačovaním zvyšuje teplota plynného chladiva. Je dôležité vypočítať teplotu chladiva na konci stlačenia v bode 2, za predpokladu, že poznáme teplotu chladiva vstupujúceho do valca /bod 1/.

Teplota na konci adiabatickej /izoentropickej/ kompresie Teplota na konci stlačenia vo valci T2 /bod 2/ je pri adiabatickej kompresii daná vzťahom:

kk

ppTT

1

1

212

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= /K/ /31/

kde: k – súčiniteľ adiabaty / - / T1 – teplota na začiatku adiabatickej kompresie /K/ Výpočet rozmerov piestového kompresora

LDiVz ⋅⋅

⋅=4

2π /m3/ /32/

kde: Vz – zdvihový objem kompresora /m3/ i - počet valcov / – / D – priemer piesta /m/ L – zdvih piesta /m/

221

Piestom prebehnutý objem za časovú jednotku / resp. teoretický zdvihový objem kompresora/ sa vypočíta zo vzťahu:

604

2

⋅⋅⋅⋅

=nLDiVd

π& ][3

sm /33/

kde: n - otáčky kompresora v min-1. Zo vzťahu /33/ sa vypočíta priemer valca. Pri ďalšom výpočte rozmerov jednostupňových kompresorov postupujeme tak, že volíme, v závislosti od veľkosti kompresora, odporúčané hodnoty ako väzby medzi jednotlivými voliteľnými veličinami n, L, D. Medzi tieto odporúčané hodnoty patria:

1. stredná piestová rýchlosť.

Je definovaná vzťahom : cs = 30.

60..2 nLnL

= [m.s-1] /34/

Stredná piestová rýchlosť má byť v medziach 1,2 až 6 m.s-1. 2. pomer DL /=ϑ / - / /35/ pre malé, stredné a veľké kompresory s ohľadom na počet otáčok n. 3.počet valcov i býva daný základnou koncepciou kompresora.

Zavedením pomeru DL /=ϑ vyeliminujeme z troch neznámych L, D, n /rovnica /34//dve neznáme a pre výpočet priemeru D máme rovnicu /27/:

dd nDDiV λϑπ⋅⋅⋅⋅⋅= 2

4& /m3.s-1/ /36/

Z toho → 34

d

d

niVD

λϑπ ⋅⋅⋅⋅=

& /m/ /37/

Po výpočte priemeru valca nasleduje kontrola strednej piestovej rýchlosti podľa vzťahu /34/, keď DL ϑ= . Pomer ϑ býva 0,8-1,2. Vypočítané hodnoty sa zaokrúhľujú a kontroluje sa výkon. Pracovné ventily kompresora Pracovné ventily v piestovom kompresora regulujú vstup a výstup plynu vo valci. V chladivových kompresoroch sa používajú klapkové samočinné ventily vyrobené z pásovej oceli. Ventily s núteným pohybom, ako poznáme pri spaľovacích motoroch, sú v chladiacej technike neznámym pojmom. Poznáme niekoľko typov ventilov, používaných pri otvorených, polohermetických a hermetických kompresoroch : a/ voľne uložené jazýčkové ventily, b/ ventily s kruhovou doskou /používali sa pri jednosmerných kompresoroch/, c/ prúžkové /planžetové/, lamelové, resp. doštičkové ventily, pritláčané pružinou, resp. pružinami, d/ ventily v tvare podkovy /výtlačné/, e/ prstencové ventily. Ventily chladivového kompresora sa môžu porovnať s chlopňami ľudského srdca. Poruchy srdcových chlopní spôsobujú ľuďom zdravotné problémy a majú dôsledky na celé

222

telo a psychiku človeka. Analogicky to platí pre pracovné ventily kompresora, ktorý pracuje v chladiacom zariadení. Tu pracovné ventily ovplyvňujú chladiaci výkon a teploty kompresora a prevádzkovú spoľahlivosť. Ventily sa vyrábajú z najkvalitnejšej oceli, lebo pri otáčkach 2900 /min musia spoľahlivo pracovať po dobu celej životnosti, ktorá sa počíta minimálne na 10 rokov. Pre ventily sa používa takmer výhradne švédska ventilová pásová pružinová oceľ, vyrobená podľa švédskeho kyslého Siemens - Martinového postupu, alebo je vyrobená v elektrických oblúkových peciach zo zvláštnej čistej železnej rudy, čo zabezpečuje, že látka zostáva čistá a neobsahuje neželateľné látky a nečistoty. Tepelné spracovanie takejto ocele sa robí s mimoriadne presným dodržiavaním pracovného postupu. Pod pružinovou pásovou ventilovou švédskou oceľou pre klapkové a doštičkové ventily piestových chladivových kompresorov sa rozumie kalená, popustená, leštená oceľ s jemnou povrchovou plochou, aby sa dosiahla čo najväčšia odolnosť pracovných ventilov proti únave, oteru a opotrebeniu. Oceľ má veľmi jemnú martenzitickú štruktúru a spojuje v sebe veľkú tvrdosť s vynikajúcou húževnatosťou. Oceľ je vysokouhlíková. Dodáva sa v pásoch rôznej šírky. Obrázok143 Tvary pracovných ventilov. Legenda: sacie jazýčkové ventily (1 až 9), výtlačné lamelové ventily (10 až 12, výtlačný ventil v tvare podkovy (13) vyrábané zo švédskej ventilovej oceli hrúbky 0,16 až 0,4 mm. Majú niekoľko rozhodujúcich výhod ako:

• jednoduchosť, • spoľahlivosť v širokom rozsahu pracovných tlakov LBP, HBP a MBP, • prijateľná cena.

223

Konštrukcia sacích a výtlačných ventilov môže byť : • jednoduchá, • zdvojená, • skupinová, • koncentrická.

Požiadavky na pracovné ventily sú často protichodné. Sú to

• malý odpor pri prúdení plynu, • včasné otváranie a zatváranie ventilu, • dokonalá tesnosť ventilu v uzavretom stave, • minimálny škodlivý priestor ventilu, • vysoká spoľahlivosť a životnosť.

Čim sú vyššie otáčky a stredná piestová rýchlosť kompresora, teda čím menšie sú rozmery kompresora, tým väčšie sú starosti konštruktéra. Vyššia piestová rýchlosť ma za následok vyššie rýchlosti prúdenia, ako aj vyššie tlakové straty, ale aj vyššie namáhanie ventilovej dosky zvýšením počtu nárazov. Riešenia sú zásadne rozdielne ak sa jedná o piestové kompresory

• jednosmerné a • protismerné.

Jednosmerné kompresory Sací ventil pri týchto kompresoroch býva umiestnený na dne piesta, výtlačný ventil je na ventilovej doske. Príklad takejto konštrukcie je na obr. 144. Ventily majú dostatočne veľké prierezy, lebo je tu viac miesta pre ich umiestnenie, ako pri protismerných. Sací ventil naráža, v dôsledku zrýchľujúcich síl pohybu piestu, naráža na sedlo ventilu, resp. na obmedzovač zdvihu ventilu. Na konci zdvihu sania vzniká nebezpečie predčasného zatvárania, pretože po prekročení najväčšej rýchlosti piestu v strede zdvihu, na ventil pôsobí potom oneskorenie zotrvačnej sily. Obrázok 144 Pracovné ventily jednosmerného kompresora. Legenda: 1-piest, 2-valec, 3-ventilová doska, 4-sedlo sacieho ventilu, 5-sedlo výtlačného ventilu, 6,7-ventily, 8-poistný krúžok, 9-zdvih ventilu Pretože plynné chladivo vstupuje cez kľukovú skriňu a cez piest k saciemu ventilu, dno piestu je chladnejšie ako steny valca., pričom môže kondenzovať chladivo /táto poznámka sa týka otvorených kompresorov, pretože jednosmerný systém sa pri polohermetických a hermetických kompresoroch už prestal používať, čím sa zhoršuje dopravná účinnosť. Okrem toho je nebezpečie nasatia oleja do kompresora a spenenie oleja pri rozbehu kompresora. V tejto súvislosti sa jednosmerné malé hermetické chladničkové kompresory v podniku Calex ani nezačali vyrábať, dala sa prednosť výroby protismerným kompresorom.

6 a 74 a 5

224

Protismerné kompresory Sací a výtlačný ventil sú umiestnené vedľa seba na ventilovej doske. Umiestnenie ventilov je obťažnejšie ako pri jednosmerných kompresoroch, hlavne pri chladivách s veľkou molekulovou hmotnosťou, ako mali napr. R12 a R22. Na ventilovú dosku dosedá hlava valca, ktorá je utesnená tesnením. V hlave sú dutiny, resp. komory: sacia a výtlačná. Zo sacej komory nasáva piest cez sací ventil do valca chladivo, do výtlačnej komory piest vytláča chladivo na výtlačný tlak. Pomer priemeru valca ku zdvihu piestu D/L musí byť dostačujúco veľký. Obrázok145 Ventilová doska polohermetického protismerného 6-valcového kompresora firmy Sulzer-Escher-Wyss. Legenda:1-ventilová doska, 2-sací jazýčkový ventil, 3-lamela výtlačného ventilu, 4-obmedzovač, 5-narážka Obrázok 146 Sací /vľavo/ a výtlačný ventil /vpravo/ protismerného kompresora z obrázku 144. Tieto tvary sacieho, resp. výtlačného ventilu mali aj hermetické protismerné kompresory podniku Calex radu ZK

Obrázok 147 Usporiadanie sacích a výtlačných ventilov na ventilovej doske polohermetického kompresora Bitzer

hrúbka 0,4 mm hrúbka 0,4 mm

225

Pri malých kompresoroch konštruktér volí pomer v medziach D/L= 1,5 až 2,8. Ak je zdvih L pri kompresore malý, pôsobí škodlivý priestor zvlášť nepriaznivo na dopravnú účinnosť λ. Veľkosť lineárneho škodlivého priestoru kompresora /vzdialenosť piestu v hornej mŕtvej polohe od čela valca/ od 0,1 do 0,01 mm kladie na presnosť montáže a na spracovanie súčiastok veľmi veľké požiadavky. Škodlivý priestor /priestory/ je objem plynu chladiva, ktorý stlačený v hornej mŕtvej polohe vyplňuje časť valca a všetky dutiny až po uzavretý výtlačný ventil. Škodlivý priestor v percentách je vyjadrený vzťahom /27/.

Teraz vzniká otázka, ako majú byť čo najlepšie a najúčelnejšie navrhnuté prierezy fs pre sací ventil a fv pre výtlačný ventil.

Majme ventilovú dosku malého hermetického kompresora so sacím ventilom a výtlačným ventilom podľa obr. 148. Ako je vidieť, výtlačný ventil má tvar polmesiaca.

Obrázok148 Ventilová doska s výtlačným ventilom tvaru polmesiaca, ako zostava v zmontovanom stave, pohľad zhora na zo- stavu tejto ventilovej dosky a jednotlivé súčasti: 1-ventilová doska, 2 – výtlačný ventil, 3-vložka, 4-obmedzovač. Obrázok 149 /vpravo/ Priradenie časov otvorania ventilov a rýchlostí prúdenia v sacom a výtlačnom ventile ku indikátorovému diagramu. Legenda: L-dĺžka zdvihu piestu, ε0.L – lineárny škodlivý priestor, Ls, Lv – nasávacia, resp. vytláčacia dráha na čiare p0, resp. pv. Ls´ , Lv´ - nasávacia, resp. vytláčacia dráha pri plne otvorenom ventile, Δp0 = p0 – p0´ - strata škrtením v sacom ventile, Δpv = pv´- pv –strata škrtením vo výtlačnom ventile, ts, tv – otvárací čas sacieho, resp. výtlačného ventilu, cs, cv - rýchlosť prúdenia v sacom, resp. vo výtlačnom ventile, cpiesta – rýchlosť piesta, αs – uhol pri začiatku otvorenia sacieho ventilu, αv uhol pri začiatku otvorenia výtlačného ventilu. Uvedené pomery platia pre tlakový pomer v rozsahu : pv/p0≈3 až 4.

226

Obr

ázok

150

Pi

esto

vý p

oloh

erm

etic

ký k

ompr

esor

BO

CK

, typ

HA

227

Obrázok 151 Hermetický piestový kompresor Danfoss-Maneurop. Legenda: modrá farba – plyn pri sacom tlaku, slabo červená farba – olej kompresora, červená farba- plyn na vysokotlakej strane kompresora.

Sací nadstavec

Výtlačný nadstavec

228

Obr

ázok

152

Tur

boko

mpr

esor

Dan

foss

, typ

TU

RB

OC

OR

TT

300

229

Bočný pohľad na kompresor zo strany elektrickej inštalácie

Pohľad na kompresor zo strany výtlaku

Pohľad na kompresor zo sacej strany

Obrázok 153 Hermetický dvojstupňový odstredivý turbokompresor s priamym pohonom Danfoss, typ Turbocor TT 300

230

Návrh ventilového systému V našich úvahách predpokladáme, že sanie a vytláčanie plynu prebieha približne pri konštantnom tlaku vo valci. Potom časť piestom prebehnutého objemu /L24/: dVp = cp Fp . dt /38/ sa rovná diferenciálu objemu plynu pretečeného cez ventil: dVv = cv . fv . dt, resp. dVs = cs . fs . dt. /39/ Tomu zodpovedajúca okamžitá rýchlosť v sacom ventile je daná vzťahom: cs = Fp / fs . cp /m/s/ /40/ a vo výtlačnom ventile: cv = Fp / fv . cp /m/s //41/ kde: Fp - plocha piesta /m2/ fs - prierez vŕtania, resp. medzery sacieho ventilu /m2/ fv - prierez vŕtania, resp. medzery výtlačného ventilu /m2/ cp - okamžitá rýchlosť piesta /m/s/ L - zdvih piesta /m/ Ak dosadíme za okamžitú rýchlosť cp strednú piestovú rýchlosť cs počas časov otvárania ventilov ts, resp. tv, potom dostaneme strednú rýchlosť prúdenia vo ventiloch csstr, resp. cvstr a v bezprostredne susediacich priestoroch. Skutočné pomery sú graficky znázornené na obr. 154. Pod indikátorovým diagramom sú vynesené otváracie časy ventilov na kružnici kľuky ako kruhové výseče, ako aj premenlivé piestové rýchlosti a premenlivé rýchlosti prúdenia pozdĺž dráhy piestu. Časy otvorenia ventilu priradené strednej piestovej rýchlosti sú teda:

cpstr =s

s

tL ′

, resp. cpstr=v

v

tL ′

. /m/s //42/

Dráhy zdvihu pokrývajú len ten rozsah, v ktorom daný ventil je plne otvorený. Pri predložených indikátorových diagramoch sa môže určiť odmeraním strednú piestovú rýchlosť pri ľubovoľnom pomere λ=r/l (pomer kľuky ku dĺžke ojnice). Pre zjednodušenie výpočtu uvažujeme nech λ=∞, čo je prípad kulisy. Dráhy otvorenia nech sú Ls, resp. Lv /úsečky na čiarach p0, resp. pv (uhol otvorenia nech je zakaždým π-α pri sacom a výtlačnom zdvihu, to znamená že daný ventil otvára pri polohe uhla α a zatvára opäť v DMP /dolnej mŕtvej polohe/, resp. v HMP /hornej mŕtvej polohe/ pri π. Potom je stredná piestová rýchlosť:

cpstr= ∫−

π

ααπ 21 L ω sinα dα = ∫−

π

α

ααπα

dcs sin/1

12

, /m/s //43/

231

ak sa dosadí za uhlovú rýchlosť scn==

60.2πω

Lπ . /44/

Vo vzťahu cs (m/s) je stredná piestová rýchlosť pri otáčkach n (min-1). Ak integrujeme vzťah /44/ v udaných medziach, potom dostaneme:

cpstr = ss cbc ./1

cos121

=⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

−+

παα . /45/

kde:

faktor b = ⎟⎠⎞

⎜⎝⎛

−+

παα

/1cos1

21 /46/

je teda závislý len od α a pre sací (bs), resp. výtlačný ventil (bv) je iný. Približne platí (izobary p0 a pv majú ohraničovať indikátorový diagram) pre sací zdvih:

Ls/L = 1-⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛1

1

00

nv

ppε /47/

a Ls = L/2(1 + cos α). /48/ Po dosadení /48 do /47/ dostaneme:

( )⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−=+ 11cos1

21

1

00

nv

s ppεα /49/

a po úprave: cos αs = (1+ 2ε0) - 2n

v

pp

1

00 ⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ε . /50/

V rovnici /50/ je ε0 pomerný škodlivý priestor, n je exponent polytropy a αs je poloha uhla pri otvorení sacieho ventilu.

Pri výtlačnom zdvihu bude:

LL

LL

LL s

s

vv ⋅= /51/

a pomocou

n

v

s

v

pp

LL

1

0

−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛= /52/

ako aj s /47/ dostaneme:

Lv/L =n

vn

v

pp

pp

1

000

1

0

−−

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛+−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛εε . /53/

Ďalej analogicky vzťahu /48/ pre výtlačný zdvih:

Lv = L/2(1 + cos αv). /54/

Ak dosadíme /54/ do /53/, potom bude:

½(1 + cos αv) = ( ) 00

1

0

1 εε −+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

nv

pp /55/

232

a cos αv = 2 ( ) ( )00

1

0

211 εε +−+⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−

nv

pp . /56/

Ak dosadíme /50/ resp. /56/ a αs/π resp. αv/π do bs resp. bv podľa rovnice /46/, potom dostaneme stredné prietokové rýchlosti vo ventiloch podľa /40/ a /41/ a tomu zodpovedajúce znenie ako /47/

csstr = sss

p cbfF

⋅⋅ /57/

cvstr = ⋅v

p

fF

bv .cs /58/

ako funkcia tlakového pomeru, škodlivého priestoru, pomeru plôch Fp/fs resp. Fp/fv a známej strednej piestovej rýchlosti cs.Ak je faktor bs resp. bv =1, závisia stredné rýchlosti prúdenia vo ventiloch v najjednoduchšom prípade od cs. Pre približné výpočty môže byť toto zjednodušenie dostačujúce, predovšetkým pri porovnávacích úvahách, keďže prevádzkové podmienky, okrem otáčok, vo výpočte nefigurujú. Odporúča sa tiež najskôr postupovať tak a potom zaviesť faktory bs a bv, ktoré sú závislé od prevádzkových podmienok. Pre priestory mimo hlavy valca s prierezmi prúdenia fs´ resp. fv´, v ktorých pulzujúci prúd je hladký a rovnomerne tvarovaný, tieto závislosti a uzávery neplatia. Tam na sacej strane je rýchlosť prúdenia:

cs´ =sf

V′

1&

/m/s/ /59/

kde: V1 -skutočné /efektívne/ množstvo plynného chladiva v stave nasávania v m3/s, takže môžeme napísať pre rýchlosť na saní:

cs´ = 60.1 nLF

f ps

⋅⋅⋅′λ =

2

c

fF

s

p ⋅′

⋅λ /m/s/ /60/

a na výtlačnej strane pri zohľadnení premenlivého merného objemu:

cv´ = 20

s

v

pv cfF

vv

⋅′

⋅⋅ λ = s

nv

v

s cpp

ff ′⋅⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛′′

−1

0

/m/s/ /61/

Obrázok 154 Rýchlosti prúdenia v hlave valca hermetického kompresora výkonu 90W Legenda: a-piest, b-valec, c-ventilová doska ,d-hlava valca, e-ventilová doska, e-sací tlmič, f- výtlačný tlmič kde: λ - dopravná účinnosť /-/ 1V& -skutočný hmotnostný tok /pozrite kap. Dopravná účinnosť/

výtlačná strana sacia strana

233

O dopravnej účinnosti pojednáme v ďalšej kapitole. V ďalšom /pozrite obr. 153/ uvedieme príklad na prietokové rýchlosti v malom hermetickom kompresore výkonu 90 W, Vz = 8,35 cm3. Tabuľka 43 Rýchlosti prúdenia v hlave valca hermetického motorkompresora 90W

Prúdenie Pozícia dsvetlý /mm2/ f /mm2 c /m/s/ c vypočítané podľa rovnice

Sacia strana

1 2 3 4

3,5 5,0

2x5,0 medzera 1,0

9,62 19,63 39,26 31,40

12,6 /-/ 20,5 /23,4/ 10,2 /11,6/ 12,8 /14,6/

63 /-/ 41 /60/ 41 /60/ 41 /60/

Výtlačná strana

5 6 7 8

5,0 medzera 0,2

5,0 2,5

19,63 3,15 19,63 4,9

20,5 /15,3/ 128,0 /95,5/ 20,5 /15,3/

4,9 /-/

42 /61/ 42 /61/ 42 /61/ 64 /-/

V rovnici /41/ a /42/ je cp = cs,, zodpovedajúco bs = bv rov. /60/, resp. /61/. V rovnici /60/ je bs=1,14 a v rovnici /61/ bv=0,745, zodpovedajúco pv/p0 =6, k=1,1 a ε0 =0,05. Ďalej je priemer piesta D =25 mm, L=17 mm, Fp = 490 mm2, n=1450 min-1, cs =L.n/30 =0,82 m/s. Obrázok 155 Rýchlosti prúdenia v hlave valca hermetického kompresora výkonu 90W Legenda: a-piest, b-valec, c-ventilová doska, d-hlava valca /nie je nakreslená/, e-sací tlmič, f-výtlačný tlmič.

Silne zaoblené vrcholky v indikátorovom diagrame poukazujú nato, že rýchlosť prúdenia je v blízkosti rýchlosti zvuku. Pri malých vytvorených prierezoch prúdenia dochádza vo valci ku zvýšeniu výstupného tlaku, pričom sama od seba sa dolaďuje vždy možná konečná hodnota. Ak sú známe prierezy prúdenia a vonkajšie prevádzkové podmienky, môže sa ohodnotiť pomocou rovnice /46/, o koľko sa zväčší tlakový pomer a tým zmenší faktor bv aby sa rýchlosť zvuku a neprekročila.

sacia strana

výtlačná strana

234

Tabuľka 44 Rýchlosti prúdenia v hlave valca motorkompresora (90W, Vz=8,5 cm3)

Prúdenie Pozícia dsvetlý /mm/ f /mm2/ c /m/s/ c vypočítané podľa rovnice

Sacia strana

1 2 3 4

2x4,91 2x6,6 2x5,5

medzera 0,5

37,90 68,40 47,50 17,30

3,3 /-/ 6,1 /6,9/ 8,7 /9,9/

23,8 /27,1/

63 / - / 41 /60/ 41 /60/ 41 /60/

Výtlačná strana

5 6 7 8

4,0 medzera 0,6

3,31 2,56

12,56 7,55 8,60 5,14

33,0 /25,0/ 55,0 /41,0/ 48,2 /36,0/

3,2 / - /

42 /61/ 42 /61/ 42 /61/ 64 /-/

V rovnici /41/ a /42/ je cp = cs, zodpovedajúco bs = bv =1 v rovnici /60/ a /61/. V rovnici/60/ je bs=1,14 a v rovnici /61/ bv=0,745, zodpovedajúco pv/p0=6, k=1,1 a ε0. Ďalej je D=26,2 mm, L= 15,8mm, Fp=540 mm2, otáčky n=1450 min-1, cs=s.L/30 = 0,765 m/s. Tabuľka 45 Rýchlosť zvuku a v parách rôznych chladív v porovnaní s rýchlosťou zvuku vo vzduchu a= vpk ⋅⋅

Látka

Molekulo- vá hmotnosť

Plynová konštanta

Izoentropický exponent k pri 0°C 85°C

Rýchlosť zvuku plynu pri 0°C 85°C

Pomer rýchlosti zvuku

achladiva / avzduchu

Vzduch R 134a R22 R290 R717

29,00 102,60 86,47 44,10 17,0

29,270 81,184 96,147 188,5 488,16

1,402 - 1,17 1,026 1,144 0,847 1,069 0,762 1,319 1,280

331 378 146,8 113,4 162,9 128,9 220,2 163,9 403,7 393,3

0 0,3 0,34 0,43 1,04

Tlakové straty škrtením v pracovných ventiloch Pracovný cyklus bezkmitovo pracujúceho samočinného ventilu možno rozdeliť do štyroch úsekov /obr. 155/:

• AB - otváranie • BC - úplné otvorenie • CD - zatváranie • DA -úplné zatvorenie.

Obrázok 156 Pracovný diagram samočinného ventilu: zdvih ventilu v závislosti od uhlu pootočenia kľuky hriadeľa α.

Keď sa skončí kompresia plynu vo valci, začína sa proces otvorenia výtlačného ventilu, proces otvárania sacieho ventilu začína po skončení expanzie plynu zo škodlivého priestoru. Bod A predstavuje rovnováhu medzi tlakom plynu na oboch stranách ventilu, silou pružiny a hmoty ventilu. V tomto bode sa začne ventil nadvihovať zo sedla ventilu a silou prúdenia sa pohyb ventilu začína zrýchľovať. V bode B dosiahne ventil obmedzovač zdvihu ventilu a v tomto okamihu je proces otvárania skončený. V úseku BC je sila pôsobiaca na ventil väčšia ako sila pružiny a jeho hmoty. V bode C nastane rovnováha síl..

235

Poklesom toku /sily/ prúdenia plynu začne prevažovať sila pružiny a ventil sa zrýchľuje v smere uzatvárania ventilu. V prípade použitia príliš silnej pružiny nastane predčasný začiatok zatvorenia, tento proces môže byť spojený s viacerými nárazmi ventilu na sedlo ventilu. Dôsledok je zvýšená tlaková strata a zníženia životnosti ventilu. Ak sa použije slabá pružina ventilu sa uzavrie oneskorene. Pritom dochádza k spätnému prúdeniu:

a) z komory výtlačného ventilu – pre výtlačný ventil b) z valca – pre sací ventil c) dochádza ku kmitaniu ventilu.

Tlaková strata v sacom ventile je daná vzťahom:

ss

sscp ρξ ⋅⋅=Δ2

2

/N/m2/ /62/

kde: ξs – súčiniteľ tlakovej straty v sacom ventile / - / cs – rýchlosť prúdenia v sacom ventile /m/s/ ρs – merná hmotnosť plynu chladiva v sacom ventile /kg/m3/ Obrázok 157 Návrh prierezu v medzere pracovného ventilu. Pri riešení znázornenom na spodnom obrázku, dochádza k nižším stratám škrtením, ako pri riešení znázornenom vyššie. Legenda:1-ventil, 2-ventilová doska, h-výška medzery medzi ventilom a ventilovou doskou, d-priemer vŕtania ventilu, dm –výstupný prieme k medzere ventilu /najmenší obvod prstenca. Tlaková strata vo výtlačnom ventile:

vv

vvcp ρξ ⋅=Δ2

2

/N/m2//63/

kde: ξv – súčiniteľ tlakovej straty vo výtlačnom ventile / - / cv – rýchlosť prúdenia vo výtlačnom ventile /m/s/ ρv – merná hmotnosť plynného chladiva vo výtlačnom ventile /kg/m3/

 

236

Pri vysokých rýchlostiach plynného chladiv sa môžu tlakové straty znížiť, ak sa vstupné otvory zaguľatia a zhotovia sa na výstupe difuzorné rozšírenia, pozrite obr. 156 /nižšie/. Pritom sa odporúča nevoliť príliš veľké dopadovú výšku ventilu a výstupnú plochu na prstencovom obvode nenavrhnúť podstatne menšiu, ako je prierez vŕtania ventilu, skôr zväčšiť priemer sedla ventilu. Tlakové straty škrtením v sacom a výtlačnom ventile priamo ovplyvňujú objemovú a indikovanú účinnosť. Kritériom správneho rozdelenia rýchlostí plynu vo ventiloch môže byť rozdelenie tlakových strát Δp0 a Δpv, ale pritom by sa malo dávať pozor na to, aby sa nedosiahla rýchlosť zvuku, hlavne pri výtlačnom ventile. Pri tlakovom pomere približne pv/p0 = 4 až 8 a pomernom škodlivom priestore do ε0 = 5%, teda pri pomeroch, ktoré sa vyskytujú pri bežných chladiacich zariadeniach rýchlosti majú dosahovať 50 až 80% rýchlosti zvuku a, pričom sa ráta vo výpočte so strednou piestovou rýchlosťou cs. Preto postačuje, aby sa splnil vzťah:

cv = sv

p cfF

⋅ ≤ a,, v dôsledku čoho platí: /m/s/ /64/

cvs ≤ ( 0,5 až 0,8) a /m/s/ /65/ Ďalej platí vzťah s prihliadnutím na obr. 148 /L24/: Δpv . Lv = Δp0 . Ls , z čoho vyplýva: /66/

n

v

v

sv

pp

LL

pp

1

00⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛==

ΔΔ . /67/

Keďže: n

vv

pp

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛=

00 ρρ a

s

vn

v

pp

ρρ

=⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛1

0

/68/

potom je:

00 ρ

ρvv

pp

=ΔΔ /69/

Zo vzťahov /37/ a /38/ vyplýva, keď približne položíme ξs = ξv:

s

v

s

vv

cc

pp

ρρ

⋅=ΔΔ

2

2

0

, /70/

takže musí platiť: cv = cs. Ak teraz porovnáme vzťahy /58/ a /59/ potom dostaneme:

svv

pss

p cbfF

cbfF

⋅⋅=⋅⋅ alebo s

v

s

v

bb

ff= /71/

Niekoľko hodnôt fv /fs uvádza Tabuľka 46, ktoré dostačujú na optimalizáciu podmienok. Vychádza sa z toho, že prietokový prierez výtlačného pracovného ventilu musí byť minimálne asi 50% sacieho prierezu pracovného ventilu, aby sa zamedzilo príliš vysokým stratám škrtenia.

237

Tabuľka 46 Pomer plôch fv /fs pri rovnakých stratách práce pri nasávaní a pri vytláčaní

0ppv fv /fs

ε0 = 0 ε0 = 0,05 ε0 = 0,10 1 2 4 6 8

12

1,00 1,00 1,00 1,02 0,91 0,88 0,79 0,66 0,63 0,68 0,53 0,49 0,59 0,46 0,41 0,49 0,37 0,33

Ak porovnávame straty škrtením pri jednom a tom istom chladiacom zariadení, potom pri prevádzke s rôznymi chladivami /index 1 a index 2/, potom platí:

12

1

2

1

2

1

2

1 2

TT

pp

mm

pp

⋅⋅==ΔΔ

ρρ /72/

kde: m1, m2 - molekulové hmotnosti chladív Ak predpokladáme, že tlakové a teplotné pomery by zostali nezmenené, potom pri chladive R12 by boli v tom istom chladiacom zariadení 4,2 násobné a pri R22 trojnásobné väčšie straty škrtením ako so vzduchom a pri chladive R12 by boli 1,4 násobné straty väčšie ako pri R22. Ak sa má dosiahnuť rovnaký dopravovaný výkon pre rôzne chladivá /index 1 a index 2/ a pritom sa nemajú meniť ani tlakové straty, potom platí:

2111

1222

112

221

2

1

TpmTpm

pp

cc

ξξ

ρξρξ

=ΔΔ

= /73/

Pracovné ventily sa musia prekonštruovať, pričom zníženie odporových súčiniteľov ξ je významné zvlášť práve pri chladivách s vysokou molekulovou hmotnosťou. Ak ξ1 = ξ2, potom smie dosiahnuť rýchlosť prúdenia pri chladive R12 vo výtlačnom ventile len 47% a v sacom ventile len 43% /pri vyparovacej teplote t0 =-10°C/ v porovnaní s amoniakom NH3. Ak je pôvodné chladivo amoniak, potom straty škrtením budú nezmenené pri chladive R12, ak sa počet otáčok a tým i piestová rýchlosť zníži na 47 resp. 43%. Zatvárací čas pracovných ventilov Samočinné ventily sa otvárajú tlakom plynu, zatváranie nastáva pružným účinkom samočinných ventilov, alebo silou pružín. Nemá nastať predčasné alebo oneskorené zatváranie. Ak je rovnomerné zrýchlenie pracovného ventilu b /m/s2/, potom rýchlosť pracovného ventilu je

v = tbtdhd

⋅= /m/s/ /74/

Vzťah /49/ integrujeme podľa času a dostaneme výšku medzery h = b2

2t pri otvorenom

ventile.

Z toho zatvárací čas ventilu: t = chPmh

bh

+=

22 /s/ /75/

238

kde: m - hmotnosť ventilu /kg/ P - sila pružiny pri uzatvorenom ventile /N/ c - konštanta pružiny /N/m/

Ak v rovnici /75/ P=0, potom: t = cm2 /s/ /76/

Zatiaľ čo pri pružne zaťažených ventiloch všeobecne pružinová konštanta c má voči sile pružiny P na zatvárací čas len malý vplyv, pri klapkových ventiloch je narážka. Ak chceme zatvárací čas obmedziť napr. na uhol kľuky menší ako 6°, čo po prvé zabezpečí dobrú funkciu ventilu a po druhé poskytuje jednoduché výpočtové hodnoty, potom bude zatvárací čas, keď teraz pod n rozumieme otáčky za sekundu

t ≤ n1 /s/ /77/

Dosaďme vzťah /52/ do rovnice /50/ a dostaneme požadovanú silu pružiny: P ≥ 2hm.n2 – c.h /N/ /78/ Pri klapkových ventiloch bude požadovaná pružinová konštanta z rovnice /76/ a /77/: c ≥ 2m.n2 /N/m /77/ Zo vzťahu /77/ vyplýva, že pri zdvojnásobení otáčok sa P, resp. c musia byť štvornásobné, aby sa dosiahol rovnaký čas zatvárania porovnávacieho kompresora. To je zvlášť dôležité pre rýchlobežné kompresory. Dopravná účinnosť kompresora Skutočný hmotnostný tok kompresorom dopravovaného chladiva ( )1. −skgm& , alebo objemový tok kompresorom prepočítaný na vzťažný stav: teplotu a tlak v sacom nástavci / v sacom hrdle/ kompresora ( )13

1 . −smV& sme už uviedli v „Späť k základom, kniha prvá, časť piata“ /L3/ a je daný vzťahom:

11 vmV ⋅= && /m3.s-1/

kde: −m& hmotnostný tok chladiva, /kg.s-1/ −1v merný objem chladiva v mieste vstupu do kompresora /m3.kg-1/ Majme: Skutočný objemový tok 1V& je vždy menší ako teoretický tok .dV& Teoretický zdvihový objem za časovú jednotku dostaneme aj zo vzťahu /78/ /L3/:

λ

1vmVd⋅

=&& =

λ1V& /m3.s-1/ /78/

z čoho vyplýva: dVV && ⋅= λ1 /m3.s-1/ /79/

239

Dopravná účinnosť je definovaná ako pomer skutočne vytláčaného množstva plynu 1V& ku množstvu teoretickému, danému geometrickými rozmermi kompresora, vztiahnutému na podmienky v sacom nástavci dV& . Pri piestových kompresoroch nadobúda hodnoty uvedené na obr. 50 v /L3/. Pretože λ je bezrozmerné číslo a je vždy < 1. Skutočné objemové množstvo chladiva

1V& , je vždy menšie ako menovateľ dV& /teoretický zdvihový objem za časovú jednotku/. Dopravná účinnosť λ sa taktiež niekedy nazýva aj súčiniteľ využitia pracovného priestoru valca. V dopravnej účinnosti sú zahrnuté:

• straty plnením, v dôsledku stlačenia pár chladiva • škrtenie a ohriatie stien valca • netesnosti dvojice piest – valec /piestnych krúžkov/ a netesnosti ventilov.

Dopravná účinnosť λ je daná aj vzťahom:

nohš λλλλλ ⋅⋅⋅= 0 / - / /80/ kde: −0λ objemová účinnosť, / - / −šλ súčiniteľ škrtenia v saní, / - / −ohλ súčiniteľ zohriatia plynu v saní, / - / −nλ súčiniteľ tesnosti / - / Vypočítať presne jednotlivé súčinitele je obtiažne. Volia sa na základe skúšok kompresorov. Objemová účinnosť λ0 Objemová účinnosť vyjadruje vplyv expanzie plynného chladiva zo škodlivého priestoru a vplyv tlakového pomeru. Veľkosť výtlačných otvorov vo ventilovej doske má vplyv na škodlivý priestor a jeho zväčšovaniu zabránime napr. tvarovaním čela piestu a ventilovej dosky. Zmenšením škodlivého priestoru sa dosiahne vyšší chladiaci výkon, na druhej strane to prináša problémy so zvýšením hlučnosti kompresoru a zvýšením teploty konca stlačenia vo valci t2 /°C/. Pomerný škodlivý priestor sa vypočíta zo vzťahu /24/. V dôsledku existencie škodlivého priestoru V0 kompresor nasaje namiesto objemu Vz len objem Vs /pozrite obr. 138 a 141/, pričom príslušná strata objemu je daná /ak rešpektujeme rovnicu /26/, vzťahom: a1 = V4 – V0 = V4 - εVz /m3/ /81/ a1 je vlastne strata objemu Vz pri zdvihu piestu L, ktorá je v dôsledku existencie škodlivého priestoru. Pre objemovú účinnosť platí vzťah /pozrite obr.138/:

z

z

z

s

VVVV

VV 40

0−+

==λ / - / /82/

240

Pri kompresoroch s otáčkami 2900 min-1 sa ukázala nutnosť znížiť škodlivý priestor v zrovnaní s kompresormi s otáčkami 1450 min-1 tak, aby sa zachoval, alebo znížil objemový škodlivý priestor ε = V0/Vz /pozrite obr.138/, lebo pre vyššie otáčky musíme voliť pomer zdvihu k vŕtaniu L/D menší. Nevhodnou voľbou ventilového systému sa môžu zvýšiť tlakové straty v saní i vo výtlaku a tým zvýšiť vnútorný tlakový pomer, nielen s dôsledkami na objemovú účinnosť λ0, ale i na prácu kompresora a na jeho životnosť. Výpočet 0λ sa robí podľa vzťahu /82/ (bez prihliadnutia na straty škrtením sacieho plynu), ak dosadíme výrazy pre V0 /25/ a V4 /26/:

z

m

zzz

VppVVV

1

1

2

0

⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−⋅+

=ε

λ = 1 - m

pp

1

1

2 1⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛−ε / - / /83/

kde: m – exponent polytropy Príslušný objem, vztiahnutý na tlak v saní ps, je Vs /obr.139/. Tento objem Vs je vyznačený aj na obr. 141, ktorý je skutočným obehom chladivového kompresora. Pri malých hermetických kompresoroch sa pre objemovú účinnosť v /L24/ udáva vzťah:

( )( )m

vvnp

pppp

1

00

1

0000 /11 ⎟⎟⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛ Δ+−Δ−+= εελ / - / /84/

kde: n,m - exponent pre spätnú expanznú, resp. pre kompresnú polytropu pričom- súčiniteľ zohriatia λoh= T0

´/T1 T0

ˇ - teplota pary chladiva v sacom nástavci /K/ T1 - teplota chladiva vo valci po skončení plnenia /K/ Zhrnutie poznatkov o objemovej účinnosti V objemovej účinnosti je zahrnutý:

• vplyv škodlivého priestoru /pozrite obr. 139/. Čím menší škodlivý priestor, tým je hodnota λo vyššia,

• vplyv tlakového pomeru 01

2

pp

pp k≅ . Čím menší je tlakový pomer, tým väčšia je

objemová účinnosť λο. K strate objemu škodlivým priestorom musíme ešte uvažovať aj stratu škrtením v saní, pozrite obr. 143. Súčiniteľ škrtenia v saní λš Vplyvom prietokového odporu je sací tlak vo valci nižší, ako tlak v sacom potrubí. Aby sme dosiahli hodnotu súčiniteľa škrtenia čo najvyššiu /aby sme dosiahli čo najnižšie straty/, je treba zabezpečiť na ceste prúdenia sacím traktom čo najnižšie odpory. V súvislosti s tým by mala byť cesta toku chladiva do valca čo najkratšia. Merná strata tlaku pri prechode sacím systémom je daná vzťahom:

s

s

ppΔ =

spw

2

2⋅⋅ζρ = sT

konšt⋅ξμ /85/

241

Pri zmene chladiva sa prejaví vplyv hustoty chladiva ρ, súčiniteľa odporu ζ , molekulovej hmotnosti μ a súčiniteľa kontrakcie ξ . Merná strata tlaku závisí na štvorci prietokovej rýchlosti plynného chladiva:

fcFw s⋅

= /86/

kde: F – plocha piestu /m2/ cs- stredná piestová rýchlosť /m/s/ f – prietokový prierez ventilu v danom mieste /m2/ Druhá časť rovnice /85/ naznačuje, že tlaková strata je nepriamo úmerná teplote na saní Ts, to znamená prehriatiu pár chladiva, prechádzajúcich cez ventil. S odkazom na ďaľšie vývody konštatujeme, že pri zvyšovaní otáčok došlo k vyššiemu prehriatiu, čo napriek ďalším nepriaznivým vplyvom priaznivo pôsobí na tlakové straty v saní. Z rovnice /85/ je zrejmé, že môžeme znížiť ztratu škrtením v saní zavedením chladiva s nižšou mólovou hmotnosťou. To sa napríklad stalo nahradením chladiva R12 /μ=120,92 kg.kmol-1/ chladivom R134a /μ=102,03 kg.kmol-1/ - má nižšiu molekulovú hmotnosť ako malo chladivo R12, ktoré sa už nesmie používať. Nižšiu mólovú hmotnosť majú aj chladivá HFC /napr. R407C, R410A, R404A/, oproti chladivám HCFC /R22, R502/. Straty v kompresore K strate objemu nasávaného plynu do valca vplyvom škodlivého priestoru a1 treba pripočítať ešte stratu a3 /obr. 143/, ktorá je zapríčinená škrtením v sacom trakte kompresora a súčasne preplňovaním. Príslušný objem, vztiahnutý na tlak v saní ps je Vs. Obrázok 158 Skutočný diagram p-V /indikátorový diagram/. V ňom sme vyznačili straty a/ objemového množstva nasávaného plynu do valca a1 v dôsledku škodlivého priestoru, b/ škrtením množstva nasávaného plynu a2 c/ škrtením plynu v sacom trakte kompresora a súčasne preplňovaním a3.

Veľkosť tejto straty a3 závisí od toho, kde sa začína kompresia chladiva, teda kde leží bod 1. Čím vyššie leží bod 1, tým je objem Vs väčší a strata je menšia. V prípade, že frekvencia kmitania nasávaného stĺpca plynu je vo fázovej zhode s frekvenciou otáčania kľukového hriadeľa je možné dosiahnuť, že tlak na konci sacieho zdvihu je väčší, ako tlak sací ps, pozrite obr. 143.

Teda v určitých prípadoch môže byť objem Vs väčší ako zdvihový objem piestu vo valci Vz, pretože strata a3 nezahŕňa len stratu škrtením, ale je ovplyvňovaná aj preplňovaním chladiva do valca.

 

242

Aby sa oddelilo škrtenie a preplňovanie, vyhodnocovanie sa robí tak, že sa bod 1 premiestni do bodu 1´, takže potom celý sací zdvih prebieha pri konštantnej tlakovej strate Δps. Nová kompresná čiara – polytropa – sa skonštruuje tak, že pre ňu platí ten istý exponent polytropy n ako pre pôvodnú kompresnú čiaru /L15/ – čiara je vyznačená čiarkovane. Objemové množstvo vztiahnuté na sací tlak ps a bez ohľadu na preplňovanie je potom Vsš. Polytropa sa zistí pomocou konštrukcie podľa:

• Brauera, alebo • Tolleho.

Strata a2 zahrňuje len stratu škrtením, zatiaľ čo a3 je strata škrtením a aj preplňovaním a je s ohľadom na zisk preplňovaním menšia. Objemové nasaté množstvo chladiva je potom Vsš. Bod 1´/obr. 143/ môže byť teda pod čiarou ps, alebo dokonca nad ňou. Vtedy objem Vs je väčší ako objem Vsš. Potom objemová účinnosť indikovaná, ktorá súčasne vyjadruje aj vplyv škrtenia /prietokové odpory/ je daná vzťahom:

=š0λz

sš V

V=⋅λλ0 / - / /87/

Obrázok. 159 Indikátorový diagram s prihliadnutím k prietokovým odporom v saní, bez uvažovania preplnenia valca. Legenda: ps – sací tlak v sacom nástavci kompresora, pst-sací tlak v saco trakte je vplyvom odporov nižší, ako tlak v sacom nástavci kompresora. Táto účinnosť λ0š sa líši od objemovej účinnosti bez prihliadnutia na vplyv preplňovania kompresora λsš a je daná vzťahom:

z

sšsš V

V=λ / - / /88/

Zisk preplňovaním je daný vzťahom:

sš

oš

sš

sp V

Vλλλ == / - / /89/

Ak nenastáva preplnenie valca, ale len škrtenie v sacom trakte, potom indikátorový diagram piestového kompresoru má tvar, ktorý je na obr. 158. V indikátorovom diagrame môžeme pozorovať nielen vplyv škodlivého priestoru, ale aj vplyv zoškrtenia, zohriatia plynu a netesnosti dvojice piest – valec.

243

Súčiniteľ zohriatia plynu počas sania λoh Tento súčiniteľ má najväčší vplyv na dopravnú účinnosť. K prehriatiu plynu dochádza jednak v nasávacích kanáloch pred vstupom do valca a tiež miešaním vstupujúcej pary so zvyškom expandovanej pary zo škodlivého priestoru. Skrátením doby expanzie a nasávania pri zvýšení otáčok z 1450 na 2900 min-1 znížil rozsah výmeny tepla medzi hmotami a tým nastalo zvýšenie súčiniteľa ohriatia λoh. Zmenšenie rozmerov valca a tým celého kompresoru má za následok nižší odvod tepla z hmoty valca do okolia. Hladina teplôt v kompresore sa tým zvýšila. Obmedzenie prestupu tepla v nasávacích kanáloch je záležitosťou konštrukcie kompresoru. Zmenšením škodlivého priestoru sa zmenší podiel expandovanej pary na oteplenie nasatej pary. Súčiniteľ zohriatia plynu λoh klesá pri rastúcom tlakovom pomere /napr. pri poklese vyparovacej teploty a raste kondenzačnej teploty, to znamená že klesá s rastúcim tlakovým pomerom/, pretože vtedy rastie teplota na stenách valca. Súčiniteľ prehriatia plynu počas sania je daný vzťahom:

ohλ ≈ 1 - s

s

TTΔ / - / /90/

kde: sTΔ - oteplenie nasávacích pár chladiva medzi vstupom do sacieho ventilu a na vstupe do

plášťa kompresoru. Ts - teplota chladiva na vstupe do plášťa kompresoru / v sacom nástavci kompresoru/. Pri chladení motorkompresora parami chladiva je λoh menšie ako v prípade chladenia kompresoru olejom. Chladenie olejom je teda výhodnejšie. Súčiteľ tesnosti λn Vypočíta sa podľa vzťahu /47/:

mm

nΔ

−= 1λ / - / /91/

kde: mΔ - hmotnosť plynu unikajúceho netesnosťami m - hmotnosť nasatého plynu Čím bude mať kompresor väčší zdvih, tým budú tieto straty väčšie. Z obr. 160 je možno napísať vzťah: nv VVV +=′1 /m3/ /92/ Účinnosť utesnenia medzi piestom a valcom bude:

1V

Vvn ′=λ / - / /93/

Všetky vyššie /dosiaľ uvedené/ straty majú charakter objemový a uvedená teória predstavuje tzv. objemové kritérium.

244

Obrázok 160 Skúška tesnosti kompresora medzi piestom a valcom, za predpokladu, že pracovné ventily sú tesné. Aby bol tlak s plášti kompresora stále rovnaký, je potrebné odčerpávať určité množstvo plynu, ktoré sa meria rotametrom Prechod kompresorov na vyššie otáčky Obrázok161 Indikátorové diagramy kompresora: a/ so štvorpólovým /1500 ot/min/ a

b/ dvojpólovým motorom /3000 ot/min/

Obrázok 162 Indikátorové diagramy polohermetického kompresora pri malom /stredný rozsah teplôt kondenzačnej a vyparovacej teploty/ a veľkom /nízkom rozsahu kondenzačnej a vyparovacej teploty/ tlakovom pomere π = pk/p0

245

Pri prechode z otáčok 1450 min-1 na 2900 min-1 pri hermetických a polohermetických piestových kompresoroch sa skrátila doba zdvihu piestu z 0,02 na 0,01 s. Tým sa skrátila i doba výmeny tepla medzi parou expandujúcou zo škodlivého priestoru a stenami valca. To znamená, že polytropická zmena sa priblíži adiabatickej. Ak porovnáme rovnaké časové výkony kompresorov 1450 min-1 a 2900 min-1, tak pomer povrchu valca je po zvýšení otáčok menší ako objem valca. Tým sa z časti kompenzuje časové skrátenie doby expanzie z hľadiska rozsahu výmeny tepla medzi stenou a parami chladiva. Viazaní sme vhodnou voľbou pomeru DL /=ϑ . Obrázok 163 Jednostupňová a dvojstupňová kompresia v indikátorovom diagrame Prietokovú rýchlosť sa snažíme docieliť čo najnižšiu pri malom zdvihu pracovného ventilu. Zdvih ventilu je obmedzený rýchlosťou dosadnutia ventilu nižšou ako 0,1 m/s. Zvýšenie otáčok z 1450 na 2900 min-1 teoreticky dovolilo znížiť zdvihový objem kompresoru na polovicu. Zdvih piestu sa prechodom na vyššie otáčky znížil len málo aj pri zníženom pomere L/D. Preto sa musela zvýšiť stredná piestová rýchlosť cs a museli sa zvoliť pomerne veľké prietočné prierezy ventilov, aby prietokové rýchlosti pri kompresoroch s otáčkami 2900 min-1 neboli vyššie ako pri nízkootáčkových kompresoroch. Prechodom z 1500 na 3000 otáčok za minútu sa dosiahli menšie rozmery, menšia hmotnosť, nižšia cena, ukázali sa možnosti na dosiahnutie nízkej hlučnosti a chvenia. Indikátorový diagram piestového polohermetického kompresora firmy Bitzer pri synchrónnych otáčkach 1500 min-1, a 3000 min-1je na obr. 160. Indikátorový diagram piestového polohermetického kompresora firmy Bitzer s rôznym tlakovým pomerom je na obr. 161. 4.3.2 ENERGETICKÉ KRITÉRIUM Príkon, ktorý musíme priviesť na hriadeľ kompresoru, je príkon efektívny alebo skutočný, Pef. Môžeme ho určiť z teoretickej adiabatickej práce, alebo práce indikovanej, a to pomocou energetických účinností. a/Adiabatický príkon Príkon chladivového kompresoru taktiež môžeme vypočítať z diagramu log p-h, z ktorého odčítame adiabatickú technickú prácu pre 1 kg chladiva ako rozdiel plynného chladiva za kompresorom a pred ním /L17/: 12 hh − /J.kg-1/

246

Ak je m& /kg.s-1/ hmotnostné množstvo dopravovaného kompresorom, potom: // 12 iimPad −= & /W/ /94/ b/Indikovaný príkon Indikovaný príkon určíme z indikovanej práce, pozrite vzťah /27/, obr. 140:

260

105sii

icSpnSLp

P⋅⋅

=⋅⋅⋅⋅

= /W/ /95/

kde: pi /bar/ - stredný indikovaný tlak S /m2/ - plocha piesta L /m/ - zdvih piesta n /ot/min/ - otáčky cs/m.s-1/ - stredná piestová rýchlosť, pričom:

mL

Spd

dis ⋅= /bar/ /96/

kde: Sd - plocha indikátorového diagramu /cm2/ Ld - dĺžka indikátorového diagramu /cm/ m - mierka tlakov /cm/bar/. Výkon hnacieho motora kompresora sa zistí jednoduchým meraním pomocou wattmetra a zistením účinníka cos φ. Νazýva sa efektívny príkon a je označený symbolom Pef. Efektívny príkon Pef je o straty trením väčší ako indikovaný príkon Pi:

ieftr PPP −= /W/ /97/

Príkon, potrebný na straty trením Ptr, je možné stanoviť meraním kompresora, keď sa žiaden plyn nestláča /meranie príkonu pri chode kompresora naprázdno pri pracovnej teplote/. Pri kompresoroch je zvykom vyjadrovať efektívny príkon pomocou mechanickej účinnosti:

ef

im P

P=η =

tri

i

PPP+

/ - / /98/

Najmenší možný adiabatický príkon ideálneho, bezstratového kompresora /bez škodlivého priestoru, bez tlakových strát v pracovných ventiloch, bez strát trením a ktorý je za predpokladu, že nasávanie a vytláčanie plynu sa koná pri konštantnom tlaku/, teda pre pre adiabatickú kompresiu, ako abstrakciu, je:

⎥⎥⎥

⎦

⎤

⎢⎢⎢

⎣

⎡−⎟⎟

⎠

⎞⎜⎜⎝

⎛⋅

−=

−

11

1

1

211

kk

ad ppVp

kkP /W/ /99/

kde: p1 - sací tlak v sacom nástavci /bar/

247

p2 - výtlačný tlak vo výtlačnom nástavci /bar/ V1 - objem v sacom nástavci /m3/ Vzťah /55/ je analogický so vzťahom /22/. Všetky termodynamické straty, okrem strát trením, ležia medzi Pi a Pad, pozrite obr.144. Adiabatická účinnosť je pomer príkonu adiabatického a príkonu indikovaného:

i

adad P

P=η / - / /100/

Súčin indikovanej účinnosti a mechanickej účinnosti dáva celkovú adiabatickú účinnosť:

madcad ηηη ⋅= =ef

i

i

ad

PP

PP

⋅ /- / /101/

Efektívny príkon môžeme určiť aj pomocou účinnosti adiabatickej, resp. mechanickej:

m

i

cad

adef

PPPηη

== / - / /102/

Preplňovaním valca je možné dosiahnúť zvýšenie dodávaného množstva chladiva. Stanovenie zisku preplňovaním môžeme urobiť takto: Pri známom indikovanom príkone Pi, bod 1 /začiatok kompresie/ sa preloží do bodu 1´ a diagram sa zostrojí tak, aby sanie prebiehalo pri konštantnej tlakovej strate Δps /pozrite obr. 144/, /L15/. Tým dostaneme plochu, ktorá zodpovedá indikovanému príkonu kompresoru Pp bez ohľadu na straty, spôsobené škrtením. Príslušná energetická účinnosť preplňovaním kompresora je:

p

ip P

P=η / - / /103/

V indikátorovom diagrame p-V s konštantnými tlakovými stratami Δpv, Δps je možné stanoviť príkon, potrebný na prekonanie tlakových strát vo výtlačnom a sacom ventile /príkon, potrebný na prekonanie prietokových odporov vo ventiloch/ PiΔvv, resp. PiΔsv a to planimetrovaním príslušných zložiek, pozrite obr. 139 a obr. 140: svivvipš PPPP ΔΔ −−= /W/ /104/ a účinnosť

p

ši P

P=η / - / /105/

vyjadruje straty energie škrtením. Na základe uvedeného môžeme stanoviť mernú spotrebu energie v dôsledku škrtenia

a/v sacom ventile:

š

svisv P

PΔ=μ / - / /106/

b/vo výtlačnom ventile:

š

vvivv P

PΔ=μ / - / /107/

248

Chyby kompresorov, zistené pomocou indikátorového diagramu Indikovanie je klasickou metódou výskumu kompresorov, ale táto metóda sa rozvinula aj pre malé hermetické kompresory, keď sa zdokonalili snímače tlaku. Na indikátorových diagramoch /obr. /piestového hermetického kompresora sú chyby pri návrhu konštrukcie. Obrázok 164 Vyhodnotenie indikátorového diagramu. Chybné diagramy sú zapríčinené: pozrite vysvetlenie v legende. Legenda k chybám v indikátorovom diagram: HMP - hodná mŕtva poloha piesta, DMP - dolná mŕtva poloha piesta. Bod 1: Druh chyby: Spätná expanzia začína pred hornou mŕtvou polohou. Vysvetlenie: Netesnosť piesta alebo sacieho ventilu.

249

Bod 2: Druh chyby: Spätná expanzia takmer kolmá. Vysvetlenie: Netesnosť piesta, alebo sacieho ventilu, alebo veľký odvod tepla. Bod 3: Druh chyby: Vlnitosť sacej krivky. Vysvetlenie: Kmitanie sacieho ventilu. Bod 4: Druh chyby: Spätný priebeh kompresnej krivky na saciu krivku, začiatok kompresie oneskorený. Vysvetlenie: Oneskorené zatváranie sacieho ventilu v dôsledku príliš veľkého zdvihu ventilu, veľmi slabá pružina, alebo blokovanie ventilu. Bod 5: Druh chyby: Plochý priebeh krivky spätnej expanzie v sacej krivke. Vysvetlenie: Netesný sací ventil. Lepiaci odpor ventilu sa skoro vôbec neprejavuje, pretože už predtým preteká plynné chladivo z valca na saciu stranu. Bod 6: Druh chyby: Krivka spätnej expanzie prebieha príliš nízko. Vysvetlenie: Je zvýšený lepiaci odpor sacieho ventilu, alebo silnej pružiny. Bod 7: Druh chyby: Priebeh plnenia valca je pri príliš nízkom tlaku. Vysvetlenie: Predimenzovaná pružina. Bod 8: Druh chyby: Previsnutie nasávacej krivky. Vysvetlenie: Poddimenzované prierezy ventilov a zvýšenie rýchlosti prúdenia v strede zdvihu zapríčiňuje zvýšené straty škrtením. Bod 9: Druh chyby: Plochý priebeh kompresnej krivky vo výtlačnej krivke. Vysvetlenie: Netesný výtlačný ventil. Lepiaci odpor sa vôbec neprejavuje, pretože už predtým preprúdilo plynné chladivo z valca na výtlačnú stranu, alebo nastala kondenzácia chladiva, netesný sací ventil, alebo je absorpcia chladiva v oleji na mazanie valca - potom nie je zúbkovanie vo výtlačnej krivke. Bod 10: Druh chyby: Príliš plochý priebeh krivky spätnej expanzie. Vysvetlenie: Netesný výtlačný ventil, alebo opätovné vyparovanie odlúčenej kvapaliny v hornej mŕtvej polohe, alebo príliš veľký škodlivý priestor, alebo príliš veľký prívod tepla. Bod 11: Druh chyby: Nárast sacej krivky pred dolnou mŕtvou polohou. Vysvetlenie: Netesný výtlačný ventil. Bod 12: Druh chyby: Výtlačná krivka prekračuje podstatne čiaru kondenzačného tlaku pk.

250

Vysvetlenie: Zvýšený otvárací tlak následkom príliš veľkého lepiaceho odporu alebo sú príliš silné pružiny. Bod 13: Druh chyby: Vlnitosť výtlačnej krivky. Vysvetlenie: Kmitanie výtlačného ventilu. Predimenzované pružiny, pretože výtlačná krivka je príliš vysoko nad čiarou pk. Bod 14: Druh chyby: Pokles výtlačnej krivky. Vysvetlenie: Poddimenzované prierezy ventilov. Zmenšená rýchlosť prúdenia pri konci zdvihu, zapríčinená stratami škrtením. Bod 15: Druh chyby: Pílovitý tvar krivky spätnej expanzie. Vysvetlenie: Opätovné preskočenie výtlačného ventilu v dôsledku príliš veľkého zdvihu, chybne dimenzované pružiny /rezonancia pri vlastnej frekvencii/. Bod 16: Druh chyby: Spätný priebeh krivky spätnej expanzie na výtlačnú krivku, začiatok spätnej expanzie je oneskorený. Vysvetlenie: Oneskorené zatváranie výtlačného ventilu následkom príliš vysokého zdvihu, príliš slabej pružiny, alebo ide o blokovanie. Bod 17: Druh chyby: Príliš slabý nárast kompresnej krivky v porovnaní s kompresnou adiabatou. Vysvetlenie: Netesný sací ventil, alebo príliš veľký odvod tepla. Bod 18: Druh chyby: Príliš strmý nárast kompresnej krivky v porovnaní s adiabatou. Vysvetlenie: Netesný výtlačný ventil, alebo príliš veľký prívod tepla. Indikátorový diagram je skúšobným a vyhodnocovacím prostriedkom pri návrhoch ventilového systému, pri zmene konštrukcie kompresora, pri zmene škodlivého priestoru, pri skúmaní odporov vo ventilovom systéme, pri skúmaní netesností medzi piestom a valcom, pri skúmaní neskorého otvárania a zatvárania sacieho a výtlačného ventilu, pri porovnávaní jednotlivých účinností kompresorov približne tých istých chladiacich výkonov od rôznych výrobcov, pri zmene elektromotora, a pod. Kvalita ventilového systému sa nedá riešiť náhodnou voľbou ventilov, pružín a ostatných prvkov ventilového systému, ale len posúdením skutočného indikátorového diagramu a jeho odchýlok od teoretického. Indikovanie sa používalo najskôr pri kompresoroch s nižšími otáčkami a s veľkou kubatúrou. Tu sa dali použiť bez problémov mechanické snímače /indikátory/, pretože pri týchto kompresoroch bol dostatok miesta na ich zabudovanie. Pri rýchlobežných kompresoroch s otáčkami 2900 min-1 sa mechanické snímače nehodia na zisťovanie priebehu tlaku vo valci. Rýchlobežné kompresory, hlavne malé hermetické, majú veľmi malý zdvihový objem a preto nie je možné zabudovať do valca rozmerné mechanické snímače.

251

Z vyššie uvedených dôvodov sa začali používať pri rýchlobežných kompresoroch snímače na inom princípe. Sú to snímače:

• tenzometrické • piezoelektrické • induktívne a • kapacitné.

Pre veľmi malé rozmery a dobré vlastnosti sa v praxi, pri malých hermetických kompresoroch osvedčili tenzometrické a piezoelektrické snímače.

Literatúra: /L1/ Breidenbach K.: Der Kälteanlagenbauer, Band 1, C.F. Müller Verlag, Heidelberg, 2003 /L2/ Seidel R./Noack H.: Der Kältemonteur, C.F. Müller Verlag, Heidelberg, 2004 /L3/ Blaha M. a kol.: Späť k základom, I. kniha, SZ ChKT, 900 41 Rovinka /L4/ Blaha M., Blaha T., Blaha P.: Späť k základom, II. kniha, Chladivá, SZ CHKT Rovinka, jún 2005 /L5/ Blaha M., Blaha T., Blaha P.: Späť k základom, II. kniha, Oleje. SZ CHKT Rovinka, november 2007. /L6/ Blaha M., Blaha T., Blaha P.: Späť k základom, II. kniha, Čistota chladiacich okruhov, jún 2008. /L7/ Blaha M. :Kurz chladiara I. Vyšlo v časopise CALEX, Zlaté Moravce v rokoch 1972-76. /L8/ Blaha M. a kol.: Kurz chladiara II. Vyšlo v časopise CALEX Zlaté Moravce. /L9/Vejberg B. C.: Poršnevyje kompressory cholodiľnych mašin. Gosudarstvennoje izdateľstvo topgovoj viteratury, Moskva, 1960. /L10/ Klimenko A.T.: Sistemy ochlaždenija germetičnych kompressorov. Cholodiľnaja technika č. 4/76. /L11/ Zacharenko a kol: Poršnevyje kompressory. Gosudarstvennoje naučno-techničeskoje uzdateľstvo mašinostrojiteľnoj literatury, Moskva, 1961, Leningrad. /L12/Iselt P., Arndt U.: Die andere Klimatechnik, C.F.Müller Verlaf, Heidelbrg, 1999. /L13/ Kompresory SANKYO SD – firemná dokumentácia. /L14/ Kompresory Frigopol-firemná dokumentácia. /L15/ Ďuriač D.:Teoretická analýza obhov malých vzduchových a chladiarenských kompresorov. Pisomná práca k ašpirantskej skúške. SVŠT, Strojnícka fakulta, Katedra tepelnej techniky, 1973. /L16/ Chlumský V., Liška A.: Kompresory. SNTL-ALFA, 1977. /L17/ Chlumský V.: Pístové kompresory. SNTL, Praha, 1958. /L18/ Calex: Inovácia hermetických kompresorov, 1987. /L19/ Materiál fy Carrier:Dimenzovanoe systémov. Základy mechynickej výroby chladu. /L20/ Jakobs M. R.: Hermetische Kältemittelverdichter kleiner Leistung. Klima-Kälte-Heizung, 1989/10. /L21/ Dvořák Z.: Základy chladiacej techniky. SNTL/ALFA,1986. /L22/ Bitzer: Novyje poršnevyje kompresssory „Octagon“. Časť 1. Porovnanie pisestových, skrutkových a a sroll chladivových kompresorov. Cholodiľnaja technika 2004/3, s. 24-26. /L23/ Hyvernat P.:Ľ évolution de la construction des compressers hermétiques. Le Revue Générale du froid, jan/febr. 1988, s. 33-35. /L24/ Entwicklungstendenzen bei Kűhl- und Gefriermőbeln. Das Danfos Journal, 2/1981, s. 14-15. /L25/ Compressori ermetici Aspera..Bolletino tecnico n. 3., 1982. /L26/ Panorama de l´industrie européene du froid et du cond. d´air. RGdF, júl 91, s. 26-30. /L27/ Lebar A.: Indikace chladicího kompresoru. Potravinářska a chladicí technika 1975, č. 3 /L28/ Plank R.: Handbuch der Käôtetechnik, Springer Verlag, Berlin-heidelberg-New York 1966, s. 107-145. /L29/ Cube L.: Lehrbuch der Kältetechnik, Band 1, Verlag C.F.Müller, Kalrsruhe 1975, s.266-267