Регулирование изменением частоты вращения (Рис.6.15, а) позволяет работать при достаточно высоких значениях КПД, но его возможности для характеристики сети 1 также невелики, так как производительность может быть уменьшена только до точки В. Регулирование дросселированием на всасывании (Рис.6.15, б) осуществляется с помощью дроссельного устройства, располагаемого перед входом в компрессор. Регулирование закруткой потока при входе в колесо с помощью входного регулирующего аппарата (ВРА) получило широкое распространение в центробежных компрессорах (Рис.6.16). Регулирование с помощью ВРА позволяет уменьшить производительность компрессора до точки Д (рис 6.14, а), что соответствует уменьшению производительности до 40-45% от номинальной. Из сопоставления характеристик, приведенных на Рис.6.16 и 6.18, видно, что вследствие этого КПД ступени с БЛД, регулируемой поворотом лопаток ВРА, и той же ступени, регулируемой поворотом лопаток диффузора, при работе на сеть с характеристикой 1 будет примерно одинаковым, несмотря на то, что максимальные КПД у ступени с ЛД на 1-4% выше, чем у ступени с БЛД.
Введение
Характеристикой компрессора динамического действия называется зависимость его основных рабочих параметров (таких, как отношение давлений , внутренняя мощность Ni, политропный (или изоэнтропный) КПД (или ), коэффициенты эффективной работы , теоретической работы или мощности ) от параметра, характеризующего производительность компрессора при различных фиксированных значениях безразмерной окружной скорости.
Универсальная характеристика двухступенчатого центробежного компрессора в координатах , , представляет собой семейство индивидуальных характеристик, каждая из которых получена при (Рис.6.14, а). Индивидуальные характеристики получают при испытаниях компрессора на специальных стендах, изменяя производительность дросселированием на нагнетании с помощью специальной заслонки или вентиля. При максимальной производительности изза больших потерь в проточной части значения отношений давлений и КПД невелики. С уменьшением производительности потери в проточной части снижаются. При этом и КПД возрастают. Оптимальному режиму работы соответствуют наименьшие потери и максимальное значение КПД. Дальнейшее уменьшение производительности сопровождается снижением КПД. При минимальной или критической производительности наступает помпаж компрессора. Помпаж - это автоколебательный процесс в системе "компрессор-сеть", при котором давление нагнетания периодически резко снижается, а направление движения газа изменяется на обратное. При этом обычно слышны характерные "хлопки". Положение критической точки Б начала помпажа зависит не только от компрессора, но и от свойств сети: ее объема и частоты собственных колебаний находящегося в ней газа. Помпажу обычно предшествует вращающийся срыв в колесе или диффузоре. Работа компрессора в режиме помпажа недопустима, так как она сопровождается колебаниями ротора и может привести к аварии.
На поле кривых наносятся линии постоянного КПД, наглядно показывающие область оптимальной работы компрессора, в которой лежит точка А, соответствующая расчетному режиму работы. Характеристики отдельных ступеней часто строятся в координатах (Рис.6.14, б) и представляют собой экспериментальную основу при проектировании. Энергетические показатели центробежного компрессора в эксплуатации определяются как его характеристикой, так и сетью, на которую она работает. Для компрессора паровой холодильной машины, например, сетью является система теплообменных аппаратов: испаритель, конденсатор и соединительные трубопроводы. Допустим, что при расчетном режиме совместная работа компрессора и сети определяется точкой А. Рассмотрим изменение режима работы, при котором холодопроизводительность уменьшается, а средние температуры источников остался неизменными (Рис.6.14, в). Перепады температур и уменьшением Q0 (и массового расхода G) также будут уменьшаться.
Это приведет к снижению давления конденсации и увеличению давления кипения. Отношение давлений должно уменьшаться (кривая 1 на Рис.6.14, а). В нерегулируемом же компрессоре с уменьшением производительности в соответствии с характеристикой (Ми=1,1) будет возрастать. Поэтому для обеспечения нормальной работы холодильных машин применяют различные способы регулирования центробежных компрессоров. Эти же методы регулирования работы турбомашин применяются и в других установках. Рассмотрим их.
2.2 Регулирование перепуском или байпасированием
Регулирование перепуском или байпассированием, при котором сжатый газ со стороны нагнетания пере пускается через дроссельное устройство на сторону всасывания. Энергетически это самый неэффективный из методов регулирования, однако он очень просто осуществляется и обладает неограниченной глубиной регулирования. Поэтому его, к сожалению, часто применяют в процессе эксплуатации.
2.2.1 Регулирование дросселированием на нагнетании
Регулирование дросселированием на нагнетании достигается за счет установки дроссельного устройства на нагнетательной линии. С его помощью можно уменьшить производительность только до точки Б, в которой наступает помпаж компрессора. Этот метод также энергетически невыгоден.
2.2.2 Регулирование изменением частоты вращения
Регулирование изменением частоты вращения (Рис.6.15, а) позволяет работать при достаточно высоких значениях КПД, но его возможности для характеристики сети 1 также невелики, так как производительность может быть уменьшена только до точки В.
2.2.3 Регулирование дросселированием на всасывании
Регулирование дросселированием на всасывании (Рис.6.15, б) осуществляется с помощью дроссельного устройства, располагаемого перед входом в компрессор. По мере прикрытия дросселя характеристики компрессора сдвигаются в сторону меньших расходов с одновременным уменьшением отношения давлений и КПД. Таким способом можно уменьшить производительность до точки Г. Энергетическая эффективность дросселирования на всасывании выше, чем дросселирования на нагнетании, но уступает регулированию изменением частоты вращения.
2.2.4 Регулирование закруткой потока при входе в колесо
Регулирование закруткой потока при входе в колесо с помощью входного регулирующего аппарата (ВРА) получило широкое распространение в центробежных компрессорах (Рис.6.16). Закрутка потока по вращению колеса на угол вызывает появление положительной проекции скорости c1 на окружное направление с1u >0 и значит (Рис.6.17). При этом в соответствии с уравнениями, определяющими коэффициент мощности , внутреннюю удельную работу ступени и теоретическую (Эйлерову) работу коэффициент мощности , теоретическая и внутренняя удельные работы будут уменьшаться. Вследствие этого уменьшится и отношение давлений в ступени. Это особенно заметно при высокой производительности (Рис.6.17, а), когда достигает наибольших значений.
По мере снижения производительности (Рис.6.17, б) величина проекции становится меньше, поэтому параметры , и приближаются к своим значениям при отсутствии закрутки потока, когда . Вследствие этого характеристики ступени смещаются в сторону меньших значений производительности (см. Рис.6.16). Относительная скорость , а значит и потери в колесе при положительной закрутке потока уменьшаются, поэтому при малых КПД ступени может даже несколько увеличиваться по сравнению с КПД при . При больших изза потерь в ВРА КПД ступени уменьшается.
Закрутка потока против вращения на угол вызывает появление отрицательных и . Вследствие этого , и увеличиваются. Так как при этом относительная скорость тоже увеличивается (Рис.6.17, а), а с нею возрастают и потери в колесе, то КПД ступени снижается. Регулирование с помощью ВРА позволяет уменьшить производительность компрессора до точки Д (рис 6.14, а), что соответствует уменьшению производительности до 40-45% от номинальной. Важно отметить, что при регулировании с помощью ВРА отношение давлений с уменьшением производительности также уменьшается (см. Рис.6.16), поэтому этот способ благоприятен для характеристики сети 1. Нужно заметить, что ВРА устанавливаются почти на все отечественные холодильные центробежные компрессоры.
2.2.5 Регулирование поворотом лопаток диффузора
Регулирование поворотом лопаток диффузора позволяет уменьшить производительность ступеней до 5-10% от номинальной. На Рис.6.18 представлены характеристики центробежной ступени при углах установки лопаток диффузора , причем в принципе возможно дальнейшее уменьшение до . Максимальный КПД ступени при уменьшении снижается в основном за счет увеличения потерь в колесе при его работе с большими углами натекания на лопатки. При очень малых углах ( ) потери в лопаточном диффузоре также несколько возрастают. Отношение давлений в ступени при регулировании поворотом лопаток диффузора зависит от величины лопаточного угла . При =15...45° с уменьшением отношение давлений возрастает. Это объясняется тем, что коэффициент теоретической работы таких колес увеличивается с уменьшением коэффициента расхода (Рис.6.9). При =60° отношение давлений примерно постоянно, так как небольшой для такого рост с уменьшением расхода компенсируется увеличением потерь в колесе и диффузоре при малых . При =90° по той же причине отношение давлений падает при уменьшении . При работе на сеть с характеристикой 1, вдоль которой с уменьшением производительности снижается, КПД ступени с колесом =45° (Рис.6.18) будет близок к максимальному только при больших ( =14...10°). С уменьшением КПД в точке совместной работы ступени и сети будет ниже максимального. Из сопоставления характеристик, приведенных на Рис.6.16 и 6.18, видно, что вследствие этого КПД ступени с БЛД, регулируемой поворотом лопаток ВРА, и той же ступени, регулируемой поворотом лопаток диффузора, при работе на сеть с характеристикой 1 будет примерно одинаковым, несмотря на то, что максимальные КПД у ступени с ЛД на 1-4% выше, чем у ступени с БЛД. Это показывает, что сравнение эффективности различных способов регулирования производительности возможно только при совместном рассмотрении характеристик компрессора и сети, на которую он работает.
Комбинированное регулирование производительности позволяет получить наилучшие показатели компрессора при работе на сеть с заданной характеристикой. Так, если одновременно с уменьшением угла (Рис.6.18) снижать частоту вращения ротора, то можно обеспечить работу ступени на сеть 1 с максимальным КПД. Необходимое для этого уменьшение частоты вращения находится в пределах 5-10% от номинальной. При малых максимальный КПД ступени может быть дополнительно увеличен, если с помощью ВРА закрутить поток в направлении вращения колеса. При этом возрастает угол на входе в колесо (см. Рис.6.17), уменьшается угол нагнетания на лопатки и, следовательно, потери в колесе. Такое комбинированное регулирование позволяет получить более высокие значения КПД (на 5-10%) при наибольшей глубине изменения производительности и является перспективным для центробежных компрессоров.
При эксплуатации холодильных машин часто возникают колебания температуры окружающей среды, например сезонные, и связанные с ней температуры и давления конденсации. Если при этом необходимо поддерживать постоянными температуру кипения и холодопроизводительность, то с уменьшением давления конденсации отношение давлений и массовая производительность G будут уменьшаться, так как удельная холодопроизводительность будет возрастать (см. Рис.6.14, в, где ). В результате характеристика сети представится линией 1 (см. Рис.6.14, а-6.16, 6.18).
Как видно из рассмотренных примеров, область, в которой могут лежать характеристики сети холодильных машин, при одновременном изменении холодопроизводительности и температуры конденсации располагается левее линии 1 (см. Рис.6.14, а) и весьма обширна. Поэтому применение наиболее эффективных способов регулирования приобретает особое значение, так как позволит значительно повысить КПД компрессора при его работе на сеть.
3. Регулирование силовых установок
3.1 Регулирование газотурбинных установок (ГТУ)
Простейшая схема одновальной газовой турбины постоянного горения изображена на фиг.160. Воздух при температуре Т1 и давлении р1 поступает в компрессор 1, в котором он сжимается до некоторого давления р4, и температура его при этом возрастает до T4. Из компрессора воздух поступает в камеру сгорания 1, где его температура повышается за счет сжигания топлива, поступающего через форсунку 4. Продукты сгорания при достаточно высоком давлении и при высокой температуре подводятся к турбине 1, в которой совершается расширение газа до давления р1 и температуры T1. В лопаточном аппарате турбины потенциальная энергия газа преобразуется в кинетическую энергию, которая частично используется в виде механической работы, совершаемой посредством рабочих колес и вала.
Температура газа перед турбиной ограничивается из соображений прочности ее деталей и обычно выбирается значительно ниже той, которая получается в камере сгорания при небольших избытках воздуха, требуемых для полного сгорания топлива. В камере сгорания газотурбинных установок для поддержания надлежащей температуры газа перед турбиной подмешивается дополнительное количество воздуха с целью охлаждения газа; по этой причине для ГТУ характерен большой избыток воздуха.
Основные задачи регулирования газовой турбины заключаются в том, чтобы, во-первых, обеспечить возможность ее работы при всех режимах, предусмотренных проектом и допускаемых конструкцией двигателя, и, во-вторых, поддерживать скорость вращения рабочей машины в заданных пределах, а также быстро и безопасно переводить двигатель с одного режима работы на другой. Первая задача относится к статике регулирования газовых турбин, вторая - к динамике регулирования.
Водяные или паровые турбинные установки имеют большие аккумуляторы воды или тепла, что дает возможность управлять машинами путем изменения расхода рабочего тела. Газотурбинные установки такими аккумуляторами не располагают, и единственным источником, позволяющим регулировать ход машины, является топливо, сжигаемое в камере сгорания. Путем изменения расхода тепла можно оказывать влияние на параметры газа перед турбиной, что, в свою очередь, сказывается на удельной выработке энергии и на расходе рабочего тела.
Таким образом, регулировать скорость газовой турбины можно путем воздействия регулятора 5 на распределительные органы топлива. Изменение расхода топлива прежде всего сказывается на температуре продуктов сгорания, а это, в свою очередь, вызывает изменение также других параметров газа. В зависимости от величины этих последних изменений будем различать регулирование с мало меняющимся (первого рода) и сильно меняющимся (второго рода) расходом воздуха.
Регулирование первого рода осуществляется путем изменения температуры газа перед турбиной Т1. Это средство является наиболее, простым и вместе с тем достаточно сильным для того, чтобы ГТУ могла работать на любом предусмотренном режиме. Вместе с изменением температуры меняются также давление и расход газа G турбиной. Поэтому на универсальной диаграмме (фиг.161) в зависимости от температуры Т1 меняется также характеристика турбины АВ. Изменение давления газа перед турбиной сказывается и на изменении количества воздуха AG, подаваемого компрессором.
Для одновальной газотурбинной установки, приводящей во вращение электрический генератор, изменение скорости вращения происходит лишь в небольших пределах, и рабочая линия изображается, на универсальной диаграмме приблизительно отрезком ab, находящимся на линии CD - характеристике компрессора, построенной для n=const (фиг.161). Точка а пересечения характеристик турбины и компрессора отмечает режим, при котором наступает материальный баланс и, следовательно, возможный режим установившейся работы ГТУ.
Возможно также дросселировать перед турбиной весь поток или его часть с целью изменения теплового перепада и расхода. Такой способ регулирования малоэкономичен, и он находит иногда применение лишь как вспомогательное средство, позволяющее осуществлять некоторые режимы работы газотурбинной установки. Регулирование первого рода при частичных нагрузках вызывает значительное снижение экономичности двигателя, главным образом вследствие падения температуры перед газовой турбиной.
Регулирование второго рода осуществляется в значительной мере за счет изменения скорости вращения компрессора, что, в свою очередь, вызывает изменение количества рабочего тела, подводимого к газовой турбине. При этом на универсальной диаграмме две точки а и b рабочей линии лежат на различных характеристиках компрессора CD и CD", которым соответствуют различные скорости вращения (фиг.161). Так как вместе с тем меняются и параметры рабочего тела, то точкам а и b соответствуют также различные характеристики турбины АВ и А"В", построенные для измененной температуры перед турбиной. Регулятор скорости и здесь воздействует на распределительные органы топлива, и только в результате изменившихся температур за камерами сгорания следует изменение скорости вращения компрессора.
Надежность и качество работы ГТУ в значительной мере зависят от автоматических устройств для управления установкой. Задачи регулирования заключаются в том, чтобы обеспечить надежную работу ГТУ на всех необходимых режимах и высокое качество переходного процесса. Для решения этих задач прежде всего отметим особенности движения и процессов в основных элементах ГТУ.
Простейшая схема конденсационного турбогенератора изображена на фиг.100. Турбина 1 приводит во вращение электрический генератор 1. Пар в турбину поступает через клапан 1. Между клапаном и лопаточным аппаратом турбины расположен паровой объем 5. Значительные паровые объемы могут также находиться между отдельными частями лопаточного аппарата турбины (в двухцилиндровых турбинах и особенно при наличии промежуточного перегрева). Пар из турбины поступает в конденсатор 4.
Пар к турбине подводится из паровых котлов, аккумулирующая способность которых во многих случаях настолько велика, что их в расчетах регулирования можно приближенно считать неограниченным источником рабочего тела, благодаря чему давление и температуру пара перед турбиной в процессе регулирования можно принимать постоянными. В установках с парогенератором, обладающим аккумулирующей способностью лишь в слабой степени, процессы регулирования в турбине и котле следует рассматривать совместно.
Таким образом, регулирование скорости паровых турбин осуществляется путем воздействия регулятора на распределительные органы рабочего тела (клапаны).
Перемещение клапана вызывает дросселирование пара, вследствие чего изменяются количество и качество пара, поступающего в турбину. Такое парораспределение называется дроссельным.
При наличии нескольких клапанов их перемещение вызывает изменение живого сечения сопел путем прикрытия отдельных групп сопел. Такое регулирование называется сопловым. При сопловом регулировании клапаны неизбежно вызывают также дросселирование пара.
Подвод свежего пара может осуществляться не только к первой, но также к различным промежуточным ступеням проточной части турбины. Такое регулирование называется обводным.
Для всех указанных способов регулирования переход от одного режима работы к другому связан с изменением как расхода, так и состояния пара, поступающего в турбину, т.е. используются количественный и качественный принципы регулирования.
Клапанам можно придавать различную форму, которая оказывает большое влияние на характеристики турбин, а следовательно, и на динамику регулирования.
Задача регулирования конденсационных турбогенераторов заключается в поддержании в узких пределах их скорости вращения. Коэффициент неравномерности регулирования обычно задается около 4%, а иногда снижается до 1%.
В качестве командующих органов применяются конические центробежные регуляторы, а также центробежные и зубчатые насосы в соединении с регуляторами давления масла.
Прямое регулирование встречается редко и только в турбинах малой мощности, так как для перемещения паровых клапанов требуется большое усилие. Широко применяется для паровых турбин непрямое регулирование с одинарным, двойным и тройным усилением. Вследствие высоких напряжений, возникающих во вращающихся деталях паровых турбин, жесткие требования предъявляются в отношении ограничения разгона турбогенератора.
Для районных электростанций конденсационные паровые турбины строятся мощностью 100, 100 и 600тыс. КВТ. В таких крупных установках задачи регулирования становятся все более ответственными и сложными.
Так, например, в силу конструктивных особенностей современных турбин значительно уменьшилась динамическая константа (время машины). В то же время современные крупные паровые турбины, особенно с промежуточными перегревами пара, обладают большими паровыми объемами, которые при высоких параметрах пара служат значительными аккумуляторами энергии и оказывают на процесс регулирования сильное влияние. Это влияние было впервые исследовано еще в 1914г., но в то время турбины с большими паровыми объемами применялись редко, а после выяснения очень вредного влияния объемов в турбине на процесс регулирования при конструировании конденсационных турбин их стремились сводить к минимуму, и роль паровых объемов в процессе регулирования стала ничтожной. В последнее же время задачи регулирования турбин с большими паровыми объемами приобрели важное значение, и этим задачам в настоящем разделе уделено наибольшее внимание.
Применительно к паровым турбинам малой мощности также нередко возникают сложные задачи регулирования. Так, например, регулирование турбодинам, устанавливаемых на кораблях, требуется выполнять с очень малым коэффициентом неравномерности и высокими показателями качества переходного процесса.
Для решения новых задач регулирования паровых турбин в последнее время все более широко применяются различные корректирующие устройства: изодромное регулирование, а также регулирование с дополнительными импульсами по производной и по нагрузке. Примеры таких устройств будут рассмотрены ниже.
3.2.2 Регулирование турбин с промежуточным перегревом пара
Современные крупные турбины для высоких параметров пара выполняются с промежуточным его перегревом (фиг.106). Камеры и трубы А и В, по которым пар подводится к перегревателю и отводится из него, образуют значительный аккумулятор тепла, и последний оказывает сильное влияние на процесс регулирования.
Пар для промежуточного перегрева отбирается из турбины при различном давлении, и весовое количество пара, заключенного в промежуточном объеме, может меняться в широких пределах в установках разного типа. Кроме того, в одной и той же турбине давление и весовое количество пара в промежуточном объеме, а также мощности отсеков до объема и после него могут изменяться во много раз при переходе от холостого хода к полной нагрузке. Поэтому при конструировании турбин необходимо иметь ясное представление влиянии промежуточного объема на устойчивость и на переходный процесс регулирования. Ниже дан анализ влияния промежуточных емкостей на устойчивость и качество процесса регулирования, причем параметры в пределах рассматриваемой емкости считаются сосредоточенными.
Систему регулирования (фиг.106) будем рассматривать состоящей из регулятора 1, усилителя 1, ротора 1 и двух паровых объемов 4 и 5, из которых первый образован пространством между регулировочными клапанами и ступенями турбины, а второй представляет промежуточный объем.
Предварительно отметим особенности уравнений движения турбины с промежуточными объемами пара.
3.2.3 Регулирование турбин с противодавлением
Турбины с противодавлением устанавливаются обычно там, где внешнее потребление пара велико по сравнению с расходом электрической энергии. В этих условиях турбина с противодавлением работает по электрическому графику, удовлетворяя меняющиеся потребности в электрической энергии. Расход пара турбиной при этом определяется электрической нагрузкой, а скорость вращения ее ротора поддерживается в известных пределах посредством регулятора скорости. Давление за турбиной поддерживается регуляторами давления других объектов, например с помощью дроссельно-увлажнительной установки.
Турбина с противодавлением может оказаться и в таких условиях, когда тепловой потребитель расходует пара меньше, чем то количество, которое необходимо для выработки электрической энергии. В упомянутых условиях турбина может работать только по тепловому графику, отдавая электрическую энергию в сеть совместно с другими машинами, работающими параллельно и покрывающими колебания электрической нагрузки.
При этом скорость вращения турбины сохраняется вследствие той силовой связи, которую имеет электрический генератор с сетью, а частота последней, в свою очередь, поддерживается регуляторами скорости других машин. В то же время давление за турбиной поддерживается регулятором давления 1 (фиг.114). Регулятор скорости 1 такого турбогенератора служит для синхронизации при включении агрегата в электрическую сеть и для предохранения его от чрезмерного повышения скорости вращения в случае внезапного сброса электрической нагрузки.
При параллельной работе турбин с противодавлением в сеть, частота в которой меняется мало, муфта регулятора скорости перемещается на малые величины и оказывает незначительное влияние на парораспределительные органы. Если частота в сети сильно меняется, то регулятор скорости существенным образом вмешивается в работу агрегата, вызывая изменение противодавления, а регулятор давления при этом возвращает клапаны к их прежнем положению. Ограничения размеров нарушений, вносимых регулятором скорости, можно достигнуть, увеличивая его коэффициент неравномерности. Если регулирование предназначено также для работы с одним регулятором скорости, то вредное его влияние при совместной работе с регулятором давления можно парализовать путем устройства передвижного упора для муфты, препятствующего вмешательству регулятора скорости при нормальной скорости вращения, но оставляющего ему свободу действия при значительном повышении скорости вращения (в случае сброса нагрузки). Турбины с противодавлением строятся как мелкие, так и очень крупные - мощностью до 50 МВТ. Крупные турбины с противодавлением находят широкое применение в качестве предвключенных турбин, предназначенных для надстройки тепловых электростанций с целью улучшения их экономичности путем повышения параметров пара. Такие турбины работают по тепловому графику, поскольку протекающее через них количество пара определяется расходом пара турбинами низкого давления, перед которыми поддерживается приблизительно постоянное давление.
Турбина с противодавлением служит ярким примером динамической системы, в которой аккумулированный в камере пар играет положительную роль в процессе регулирования, тогда как паровой объем перед турбиной оказывал вредное влияние на динамические качества системы.
Динамика регулирования скорости турбин с противодавлением в принципе не отличается от динамики регулирования конденсационных турбин. Следует иметь в виду, что турбины с противодавлением обычно обладают легкими роторами с малым моментом инерции, вследствие чего время машины получается значительно меньше, чем для конденсационных турбин.
3.2.4 Регулирование турбин с одним отбором пара
В турбинах с отбором пара требуется регулирование двух величин: скорости ротора и давления в месте отбора пара. В соответствии с этим требованием турбина должна обладать двумя группами парораспределительных органов, одна из которых расположена перед частью высокого давления, а вторая перед частью низкого давления (фиг.116). Регулировать каждую величину можно путем совместного действия регулятора скорости и регулятора давления. Но можно подобрать кинематические связи между регуляторами и распределительными органами турбины и таким образом, чтобы каждый регулятор мог управлять машиной самостоятельно, без вмешательства другого регулятора. Последние системы регулирования называются автономными.
При отсутствии указанных кинематических связей каждый регулятор управляет только одной группой клапанов: регулятор скорости - клапанами части высокого давления, а регулятор давления - клапанами части низкого давления. Такое регулирование называется несвязанным (фиг.116).
4. Регулирование работы холодильных машин
Задача регулирования холодильной машины состоит в том, чтобы добиться поддержания определенной температуры охлаждаемого объекта, которая имеет тенденцию изменяться под воздействием внутренних и внешних теплопритоков.
Системы автоматизации решают комплекс задач по управлению работой холодильные машины. Автоматическое регулирование холодильной машины позволяет обеспечить точность поддержания заданных параметров, что сокращает потери продуктов в холодильной камере, способствует сохранению их качества, снижает эксплуатационные затраты, увеличивает срок службы холодильного оборудования в результате поддержания оптимального режима его эксплуатации. Применение приборов автоматической защиты позволяет предупредить аварийные режимы.
Установление температуры в охлаждаемом помещении. Температура охлаждаемого объекта зависит от температуры кипения рабочего вещества, которая самоустанавливается в зависимости от производительности компрессора, испарителя и конденсатора. На рис.11.1 показана зависимость холодопроизводительности компрессора QK и испарителя Q0 от температуры кипения при постоянной температуре конденсации. Пересечение линий Q0 и Q0l определяет рабочую точку А. Перпендикуляр, опущенный из точки А на ось абсцисс, дает значение температуры кипения Т0. При этом линия, характеризующая расходную характеристику дроссельного вентиля Qдр, должна проходить через точку А. Если изменится зависимость компрессора Qk=f (Т0) и станет QK1=f1 (T0) (рис 11.1) при неизменной характеристике испарителя Q0 - f (T0), то рабочая точка переместится в точку А1 и температура кипения примет новое значение Т01. Расходную характеристику дроссельного вентиля необходимо изменить таким образом, чтобы она проходила через точку A1 Здесь следует подчеркнуть пассивную роль дроссельного вентиля. Температура кипения устанавливается не в результате степени открытия дроссельного вентиля, а в результате изменения холодопроизводительности компрессора. Степень открытия дроссельного вентиля должна соответствовать рабочей точке холодильной машины. В противном случае машина будет работать в неустановившемся режиме.
Установление нового значения температуры кипения Т01 может произойти и при изменении характеристики испарителя Q0=f (Т0). Такое же значение температуры кипения Т01 установится в испарителе холодильной машины, если при зависимости компрессора QK=f (Т0) характеристика испарителя Q0=f (T0) изменится и станет Q01=f1 (Т0) (рис.11.1). Расходная характеристика дроссельного вентиля также должна измениться и принять новое значение Qдр1.
Таким образом, для изменения температуры в охлаждаемом помещении или для поддержания в нем постоянной температуры (при изменении теплопритоков в этом помещении) необходимо изменять холодопроизводительность компрессора (или компрессоров), т.е. регулировать их холодопроизводительность. Различают две системы изменения холодопроизводительности: плавную и позиционную (ступенчатую).
Плавное регулирование холодопроизводительности. Этот способ регулирования может реализоваться в компрессионных холодильных машинах с помощью внешних и встроенных устройств.
К внешним относят регулирующие устройства, устанавливаемые на линии перепуска с нагнетательной стороны на всасывающую (байпасы). Регулирование холодопроизводительность перепуском пара из линии нагнетания в линию всасывания (байпасирование) практически можно использовать на всех компрессионных холодильных машинах. Однако этот способ регулирования невыгоден изза потерь потенциальной энергии сжатого пара. Кроме того, повышается температура всасывания, что увеличивает работу сжатия и ведет к повышению температуры нагнетания. Регулирование в этом случае осуществляется посредством установки регулирующих вентилей между линиями нагнетания и всасывания, которые открываются и закрываются по сигналу от датчика давления или температуры.
К внешним устройствам относят также дросселирование пара на всасывании, которое состоит в том, что компрессор с помощью автоматического регулятора давления переводится на работу с более низким давлением всасывания, в результате чего его холодопроизводительность уменьшается. Эта система имеет ограниченное применение, так как при понижении давления всасывания увеличивается степень повышения давления и температурная напряженность компрессора. Это ведет к снижению холодильного коэффициента. Дросселирование на всасывании применяется при необходимости регулирования холодопроизводительности на компрессорах, не оборудованных специальными устройствами.
Перспективным является регулирование холодопроизводительности путем изменения частоты вращения привода компрессора, что также относится к внешним устройствам.
Встроенными являются устройства, изменяющие внутренние параметры компрессоров. В поршневых компрессорах могут применяться золотники, связывающие полость цилиндра с всасывающей полостью, а также устройства, плавно изменяющие мертвый объем цилиндров. В винтовых компрессорах золотник изменяет эффективную длину винтов, в результате чего регулируется холодопроизводительность. В центробежных компрессорах применяют входной регулирующий аппарата и диффузор с поворотными лопатками.
В теплоиспользующих холодильных машинах для плавного регулирования холодопроизводительности используются управляемые клапаны, изменяющие расход греющих или охлаждающих сред.
Плавное регулирование холодопроизводительности используется, как правило, в системах с малой тепловой инерцией и с быстро изменяющейся нагрузкой.
Позиционное (ступенчатое) регулирование холодопроизводительности. Эта система меняет холодопроизводительность скачками (ступенями). В зависимости от числа ступеней могут быть двух-, трех - и многопозиционные системы. Позиционное регулирование по своим свойствам может приближаться к плавному в том случае, когда размах колебаний мал, а частота относительно велика.
Позиционное изменение холодопроизводительности используется в основном в холодильных машинах с поршневыми компрессорами. Наиболее распространенным является способ "пуск-остановка" компрессора. Если в холодильной машине один компрессор, то осуществляется двухпозиционное регулирование, если несколько - многопозиционное.
Рассмотрим двухпозиционное регулирование. При периодической работе холодильной машины (рис.11.1) температура кипения Т0 понижается от Т01 до Т01. Компрессор останавливается, когда температура кипения достигает значения Т01, но теплоприток к испарителю продолжается. После того как температура рабочего вещества в испарителе снова достигает значения Т01, компрессор включается и период повторяется. Таким образом, каждый период ?ц состоит из двух частей: первой части, в которой компрессор включен (?р), и второй части, в продолжение которой компрессор не работает (?нр).
После пуска холодильная машина проходит две стадии: неупорядоченный процесс и упорядоченный процесс неустановившегося теплового состояния. К первой стадии следует отнести период разгона компрессора, переход дроссельного устройства в рабочее положение, время заполнения испарителя до нормы жидким рабочим веществом или удалении избыточного количества жидкого рабочего вещества. После завершения первой стадии наступает вторая, которая длится до выключения компрессора и характеризуется постоянным понижением температуры кипения.
В настоящее время достаточно широко распространен способ изменения холодопроизводительности отключением части цилиндров в многоцилиндровых компрессорах. Отключение цилиндров происходит путем отжима всасывающих клапанов с помощью механических толкателей, которые приводятся в движение гидравлическим, пневматическим или электромагнитным приводами.
В отечественном холодильном машиностроении для холодильных машин с поршневыми компрессорами применяют разработанную НИИХОЛОДМАШЕМ систему электронного регулирования производительности компрессоров. В основу этого регулирования положен принцип воздействия на всасывающие клапаны электромагнитного поля.
Вы можете ЗАГРУЗИТЬ и ПОВЫСИТЬ уникальность своей работы
