автореферат диссертации по энергетическому, металлургическому и химическому машиностроению, 05.04.03, диссертация на тему:Совершенствование двухступенчатого центробежного компрессора для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования

На правах рукописи

ТАГАНЦЕВ Олег Михайлович

СОВЕРШЕНСТВОВАНИЕ ДВУХСТУПЕНЧАТОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА ДЛЯ ВОДООХЛАЖДАЮЩИХ МАШИН МАЛОЙ ХОЛОДОПРОИЗВОДИТЕЛЬНОСТИ СИСТЕМ КОНДИЦИОНИРОВАНИЯ

Специальность 05.04.03 «Машины и аппараты, процессы холодильной и криогенной техники, систем кондиционирования и жизнеобеспечения»

АВТОРЕФЕРАТ

диссертации на соискание ученой степени кандидата технических наук

Москва - 2004

Работа выполнена в отделе центробежных компрессоров ОАО «ВНИИХОЛОД-МАШ-ХОЛДИНГ» и на кафедре «Холодильная техника» Московского государственного университета прикладной биотехнологии.

Научный руководитель:

- доктор технических наук профессор Бабакин Б. С

Официальные оппоненты:

- доктор технических наук, профессор Пластинин П. И. -кандидат технических наук Сафиулин А.Г.

Ведущая организация: ОАО «Казанькомпрессормаш»

«/?» ¿рС^а^и 2004 г. в Ж час

Защита состоится «X _>» сСО/ъ-с 2004 г. в / 7 часов на Заседании диссертационного совета К 212.149.02 при Московском государственном университете прикладной биотехнологии по адресу: 109316, г. Москва, ул. Талалихина, 33, конференц-зал.

С диссертацией можно ознакомиться в библиотеке МГУПБ.

Автореферат разослан

2004 г.

Ученый секретарь диссертационного совета, кандидат технических наук, доцент

'Ль

Никифиров Л.Л

Общая характеристика работы

Актуальность проблемы. Двухступенчатые высокооборотные холодильные центробежные компрессоры (ХЦК), имеющие встроенный привод (ВП), вращающийся в подшипниках без смазки, получают в последнее годы все большее применение в холодильной промышленности.

Достоинством применения высокооборотных ХЦК в холодильных машинах, по сравнению с компрессорами других типов, являются малые массогабаритные показатели, отсутствие системы смазки, мультипликатора и вращающихся уплотнений, лучшие виброакустические характеристики и большая эффективность регулирования при работе на нерасчетных режимах. Основной проблемой при создании высокооборотного двухступенчатого холодильного центробежного компрессора для водоохлаждающих машин (ВХМ) малой холодопроизводительности становится проблема обеспечения его энергетической эффективности, определяющей в конечном итоге область рационального использования, принципы построения типоразмерного ряда холодильных центробежных компрессоров с минимальной и максимальной холодопроизводительностью. Это связано с тем, что в области малых производительностей, из-за малых геометрических размеров в наибольшей степени проявляется отрицательное влияние масштабного фактора на газодинамические характеристики центробежных ступеней. Кроме того, из-за высокой требуемой частоты вращения ротора (до 40000-50000 об/мин), возрастают потери на трение в приводе компрессора,

Отсутствие проверенных методов расчета потерь, методов оценки и выбора способа охлаждения высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках не позволяет сегодня успешно решать вопросы создания эффективных ХЦК» конкурентоспособных по энергетическим параметрам с объемными компрессорами в области малых холодопроизводительностей, а имеющиеся данные по работе высокооборотных центробежных компрессоров ограничиваются опытом их применения на воздухе.

В этой связи актуальным направлением является совершенствование высокооборотных двухступенчатых холодильных центробежных компрессоров с встроенным приводом, работающим на газодинамических подшипниках с использованием озонобезопасных хладагентов для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Цель работы. Совершенствование двухступенчатого высокооборотного центробежного компрессора со встроенным приводом, работающего на газодинамических подшипниках с использованием озонобезопасных хладагентов для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Основные задачи работы.

1. Разработать методики: анализа влияния схем охлаждения на эффективность компрессора, определения потерь трения во встроенном приводе, оценки энергетических параметров двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках.

ГОС. НАЦИОНАЛЬНАЯ ( БИБЛИОТЕКА 1

съ^ОьА

2. Выполнить аналитический анализ влияния схем охлаждения встроенного привода на эффективность работы двухступенчатого высокооборотного ХЦК с ВТТ на газодинамических подшипниках.

3. Провести экспериментальные исследования на макетном образце двухступенчатого высокооборотного ХЦК малой холодопроизводительности на озонобезопасном хладагенте RC318 и получить данные по суммарным потерям и потерям трения встроенного привода в зависимости от плотности рабочей ереды и частоты вращения ротора, по коэффициенту гидравлического сопротивления и влиянию водяного охлаждения на параметры ХЦК.

4. Исследовать энергетические параметры типоразмерного ряда двухступенчатых высокооборотноых ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для водоохлаждающих машин систем кондиционирования.

5. Разработать рекомендации по выбору рациональных условий охлаждения и конструктивных параметров, обеспечивающие повышение эффективности двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Научная новизна:

- разработаны методики анализа влияния схем охлаждения на эффективность компрессора, определения потерь трения во встроенном приводе, оценки энергетических параметров двухступенчатого высокооборотного ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках;

- получены аналитические зависимости по оценке влияния схем охлаждения и уровня потерь во встроенном приводе на эффективность двухступенчатого высокооборотного ХЦК на газодинамических подшипниках малой холодопроизводительности и обосновано применение схем охлаждения;

-в результате экспериментальных исследований установлены закономерности величины суммарных потерь и потерь трения привода ХЦК в зависимости от плотности хладагента и частоты вращения ротора;

- получены экспериментальные данные по величине коэффициента гидравлического сопротивления встроенного привода в зависимости от скорости хладагента на входе, позволяющие оценить его влияние на энергетическую эффективность компрессора;

- получены энергетические параметры центробежного компрессора, позволяющие дать рекомендации на создание типоразмерного ряда двухступенчатых высокооборотных ХЦК для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Практическая ценность. На основании результатов комплексных исследований разработаны рекомендации по выбору геометрических параметров и условий работы двухступенчатого ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Предложены технические решения по схемам охлаждения двухступенчатого ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках.

?

Полученные результаты использованы при разработке типоразмерного ряда двухступенчатых высокооборотных ХЦК водоохлаждающих машин систем кондиционирования.

На защиту выносятся:

- методики анализа влияния схем охлаждения двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках на его эффективность, определения потерь трения во встроенном приводе, оценки энергетических параметров малорасходных центробежных компрессоров,;

- результаты аналитических исследований по влиянию схем охлаждения и уровня суммарных потерь и потерь трения во встроенном приводе на эффективность двухступенчатого ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования;

- результаты экспериментальных исследований, позволившие установить закономерности величины суммарных потерь и потерь трения в зависимости от плотности озонобезопасного хладагента и частоты вращения ротора;

результаты экспериментальных исследований по изменению коэффициента гидравлического сопротивления встроенного привода ХЦК в зависимости от скорости хладагента на входе;

- энергетические показатели типоразмерного ряда двухступенчатых ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для ВХМ холодопроизводительностью 20-60 кВт;

- типоразмерный ряд двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности.

Апробация работы. Материалы исследований доложены на научно-технической конференции «Холодильная техника (г. Москва, 1999 г.), на Девятом Международном симпозиуме «Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования» (г. С.-Петербург, 2003 г.), на Десятом Международном симпозиуме «Потребители-производители компрессорной техники» (г. С.-Петербург, 2004 г.), на Тринадцатой Международной научно-технической конференции по компрессоростроению (г. Сумы, 2004 г.)

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 работ.

Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, списка использованной литературы и приложения. Общий объем работы составляет /ЖУстраниц, в том числе Х.А рисунков и .Т^таблиц, список литературы (^^/¡гаименований), ¿^страницы приложения.

СОДЕРЖАНИЕ РАБОТЫ

Во введения обоснована актуальность темы. Сформулирована цель и задачи исследования.

В первой главе рассмотрено состояние проблемы. Определены основные особенности условий работы высокооборотного двухступенчатого ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках. Рассмотрен анализ работы по применению ВП в холодильных компрессорах.

В холодильном машиностроении встроенный привод был использован в герметичных поршневых компрессорах малой, менее 10 кВт холодопроизводительности. В настоящее время он применяется в компрессорах производительностью более 100 кВт с размещением как на стороне всасывания, так н стороне нагнетания в случае винтового компрессора. Созданию холодильного оборудования с ВП на базе поршневых и винтовых компрессоров посвящены работы А.В. Быкова, И.М. Калниня, Б.Л. Цирлина, И.А. Сакуна и др. Однако, самостоятельного изучения эффективности привода и способов его охлаждения в этих работах не проводилось, все сопоставления выполнены только по суммарным характеристиками компрессоров и встроенных приводов. Кроме того, существующий до настоящего времени опыт применения ВП в холодильных компрессорах ограничивается частотой вращения до 3000 об/мин, т.е. при относительно малых окружных скоростях, когда потери трения вращения невелики.

Малорасходные ХЦК с высокооборотным ВП до 30000 об/мин на подшипниках качения впервые в СССР были разработаны и исследованы А.Б.Баренооимом для специальных систем охлаждения, работающих на хладагенте группы ХФУ ^113). Однако условия работы ВП автором не рассматривались.

Вопросам создания ХЦК с ВП на озонобезопасных хладагентах посвящены работы М.В. Головина, И.Я. Сухомлинова, Д.Л. Славуцкого, В.А. Максимова, М.П. Верещагина и др. Однако, применение высокооборотного ВП на газодинамических подшипниках в технической литературе освещены крайне незначительно . Данные по работе газодинамических подшипников в среде хладагента, в т.ч. озонобезопасных, отсутствуют.

В работе И.Я. Сухомлинова и др. проведена аналитическая оценка энергетических параметров кондиционера с двухступенчатым ХЦК при охлаждении привода дополнительным количеством жидкого хладагента, циркулирующего в холодильном цикле, но газодинамические характеристики малоразмерных ступеней принимались заниженными на 10% по сравнению с полноразмерными ступенями, потери на трение в подшипниках и схемы охлаждения парообразным хладагентом и водяной рубашкой не рассматривались.

* Консультант глав 2,3,4,5: д.т.н., проф. Сухомлинов И.Я.

Таким образом, анализ опубликованных материалов позволил сделать вывод о целесообразности выполнения комплексных исследований с целью совершенствования двухступенчатых высокооборотных центробежных компрессоров со встроенным приводом, работающим на газодинамических подшипниках с использованием озонобезопасных хладагентов для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Во второй главе представлены разработанные методики анализа влияния схем охлаждения двухступенчатого высокооборотного ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках парообразным и жидким хладагентом, а также схемы охлаждения «водяной рубашкой» на эффективность ХЦК оценки их энергетических параметров в зависимости от уровня суммарных потерь и потерь трения во встроенном приводе и определения потерь трения во встроенном приводе.

При отводе теплоты парообразным хладагентом рассмотрен его подвод в полость привода компрессора по двум вариантам: первый - из испарителя и второй - подвод хладагента после сжатия в первой ступени. В обоих случаях подогрев хладагента приводит к увеличению работы компрессора и снижению эффективности холодильной машины. Однако снижение эффективности будет определяться реальными значениями потерь привода для каждого рассматриваемого варианта. Процесс сжатия в компрессоре для двух схем охлаждения, показан на рис. 1а и 1б.

Методики анализа влияния схем охлаждения предполагают, что при оценке и сопоставлении эффективности схем охлаждения ВП потери привода представлены как сумма механических (вентиляционных) потерь, вызванных трением поверхностей роторной группы в плотной среде хладагента, и потерь в обмотках электродвигателя, определяемых КПД электродвигателя. Мощность на валу электродвигателя определялась как сумма мощности процессов сжатия в компрессоре и мощности на преодоление потерь трения.

Для сопоставления эффективности компрессора при различных схемах охлаждения привода использовано понятие минимальной удельной теоретической работы сжатия компрессора lSO, соответствующей адиабатной работе сжатия. Минимальная теоретическая работа в этом случае определяется только режимом работы и не зависит от эффективности компрессора и величены потерь привода. КПД компрессора - будет определяться отношением минимальной теоретической работы сжатия к действительной работе сжатия двухступенчатого компрессора -

/*, т.е. щ=/„//*.

Выражая потери, как часть минимальной теоретической, работы -

для минимальной потребляемой электродвигателем удельной работы, когда теплота потерь привода не влияет на процесс сжатия в компрессоре, например, полностью отводится «водянойрубашкой», получено: hàmin." LP+A (1)

б)

Рис.1. Влияние способа охлаждения привода на процесс сжатия в компрессоре: а) увеличение работы процесса сжатия в компрессоре при отводе теплоты парообразным хладагентом после испарителя холодильной машины на уровне давления Р01 ; б) увеличение работы процесса сжатия в компрессоре при отводе теплоты парообразным хладагентом после сжатия в первой ступени на уровне давления Р02

Значение коэффициента А определяется реальной величиной суммарных потерь, которая зависит от уровня давления в полости электродвигателя.

Для первой схемы охлаждения привода, когда теплота потерь отводится хладагентом на уровне давления всасывания в первую ступень - Рд1, получено:

¡Ki'BilK lr\k (2)

и для электродвигателя:

LAI" /и (Bi+A, 40/rik (3)

где: В, - коэффициент, учитывающий увеличение работы компрессора за счет подогрева хладагента при охлаждении электродвигателя на уровне Pgl.

Здесь: А, = величина потерь в долях от минимальной теоретической работы при давлении в полости электродвигателя Р01.

Для второй схемы охлаждения хладагентом на уровне давления всасывания во вторую ступень - Рд2, при условии равенства теоретических работ ступеней, получено:

4А2 = 1т (В2+А2 Щ) / Г}к (4)

где: В2 - коэффициент, учитывающий увеличение работы компрессора за счет подогрева хладагента на входе во вторую ступень;

А2 = величина потерь в долях от минимальной теоретической работы при давлении в полости электродвигателя Pg2.

В случае охлаждения привода подачей жидкого хладагента на уровне давления Pgl, определяя дополнительное количество хладагента, необходимое для отвода теплоты потерь привода, через удельную холодопроизводительность цикла и величину потерь, для работы сжатия в компрессоре, получено:

/ иж1 "L О +A,/eJ /щ (5)

где: - работа компрессора с учетом сжатия дополнительного количества

агента, подаваемого, для охлаждения привода; - теоретический холодильный коэффициент цикла, определяемый по удельной холодопроизводительности двухступенчатого цикла и минимальной теоретической работе сжатия компрессора.

Удельная работа электродвигателя в этом случае:

кд.ж! -UO+ Al /ео+AtTjJ/ т]к

(6)

Аналогично для случая охлаждения жидким агентом на уровне Р2, когда увеличение работы происходит за счет сжатия дополнительного количества

агента только во второй ступени, получим:

/2e0i)/ TJk

(7)

Удельная работа электродвигателя

1-,.л.ж2 ш1«,(1 +Aj /2е„2+А2 rçj/ifc (8)

где: В02 - теоретический холодильный коэффициент цикла, определяемый по удельной холодопроизводительности на уровне давления Р02 и теоретической работе сжатия второй ступени компрессора.

Полученные зависимости позволяют проводить сопоставление эффективности двухступенчатого ХЦК с различными схемами охлаждения при условии известных суммарных потерь ВП.

Методика определения потерь трения ВП на газодинамических подшипниках макетного образца ХЦК производительностью 32 кВт предусматривала экспериментальное определение суммарных потерь ВП в зависимости от частоты вращения ротора и плотности рабочей среды с последующим выделением электрических потерь. Для определения суммарных потерь предложено измерение потребляемой мощности на клеммах электродвигателя при вращении ротора компрессора с имитаторами рабочих колес без лопаток Для обеспечения изменения плотности рабочей среды могут быть использованы рабочие среды, например, воздух и хладагенты при различных давлениях.

В связи с отсутствием данных по изменению электрического КПД двигателя, определение электрических потерь предложено выполнять вычитанием расчетных потерь трения из суммарных потерь по результатам испытаний на воздухе при минимальной плотности, соответствующей давлению, меньше или равном - 1,0 МПа. В этом случае, погрешности определения электрических потерь будут минимальны, т.к. абсолютная величена и погрешность расчета потерь трения вращения на этих режимах малы. При этом предполагалось, что электрические потери при постоянной частоте вращения ротора не изменяются в пределах рассматриваемых нагрузок.

Для расчета потерь в газодинамических опорных и упорном подшипниках используется ламинарная модель, достоверность которой подтверждена практикой создания воздушных центробежных машин с данным типом подшипников

Потери на цилиндрической поверхности ротора электродвигателя определялись по методике Шлихтинга, рассматривающей вращение гладкого цилиндра, расположенного коаксиально с зазором относительно неподвижного наружного цилиндра.

Дисковые потери имитаторов рабочих колес, лобовых частей электродвигателя и потери на цилиндрической поверхности упорного гребня рассчитывались по рекомендациям Цумбуша. Исходными данными при этом являются следующие геометрические параметры: радиус диска - г8, м; толщина диска - Ьа, м,

ширина боковой камеры - Ь8, м. Режимными параметрами: давление, температура и частота вращения ротора.

По температуре и давлению через подпрограммы термодинамических и теплофизических свойств может быть определена: плотность р2, кг/м3, кинематическая - V, м2/с и динамическая вязкость -ц, м2/с хладагента

При расчете потерь на поверхности ротора исходными являются: радиус ротора - гг, м; длина ротора -1га, м; радиус шейки вала ротора - г„, м; зазор между ротором и статором - гг, м;

При расчете потерь трения в зазоре между ротором и статором коэффициент момента сопротивления внутреннего вращающегося цилиндра -СР2 определяется с учетом числа Тейлора -Т» =и,*г, I У^(г1/гг) в виде зависимости СР2 =0.02Та (-02), справедливой для диапазона изменения числа Тейлора от 100 до 10000.

Методика определения энергетических показателей, несмотря на особенности ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках, предполагает подход к определению основных параметров, используемый в компрессорах с выносным приводом.

В общем случае механический КПД компрессора может быть определен отношением работы сжатия в компрессоре - 1к к работе электродвигателя на валу:

Т]>мх* /к /( /*+ 'яр А

где 1щ, - потери трения вращения (вентиляционные потери) привода, включая потери в подшипниках.

С учетом эффективности электродвигателя получим: Чмх = 1кЛ Льд (1к+1пот.)),

тогда для КПД привода справедливее

Цпр" Т]мае ~ 1М+ /нот.),

где - КПД электродвигателя, характеризующий электрические потери,

а 1тйп суммарные потери привода, включая трение и электрические.

При отводе теплоты хладагентом увеличение работы компрессора является следствием потерь привода, поэтому в числителе уравнений необходимо принимать значение минимальной работы компрессора без учета подведенной теплоты от потерь привода, т.е.:

У}пр~ ¡клав//« ^ (ияр

Полученное выражение позволяет оценить КПД привода компрессора в зависимости от уровня потерь. Выразив потери привода через минимальную теоретическую работу компрессора 1!0 и коэффициенты В и А, получим:

Ъг-ЩВ+А

Для компрессора с ВП понятие И несколько условно, т.к. при одинаковой величине потерь в ВП их значение зависит от что не позволяет использовать их для сопоставления эффективности компрессоров различных типов, имеющих ВП. В этом случае наиболее объективным является КПД

компрессора определяемый по потребляемой электродвигателем энергии:

щ)

Однако его значение справедливо для компрессора, работающего в цикле однократного дросселирования, а для цикла двукратного дросселирования, из-за различия массовых расходов по ступеням понятие так же как является условным.

При сравнении эффективности компрессоров, работающих в различных термодинамических циклах, целесообразно использовать понятие холодильного коэффициента. Для нашего случая получено:

В т 8о Т}э9 80 пК1(В+А щ).

Таким образом для определения эффективности ХЦК с ВП необходимо знать Т}к и величину потерь, т.е. А. Значения /80 и /к тп и В могут быть определены из расчета процессов сжатия и цикла холодильной машины для конкретного режима работы.

В третьей главе приведены результаты аналитического анализа влияния схемы охлаждения двухступенчатого ХЦК с ВП на ГДП на его эффективность, выполненного на примере двухступенчатого ХЦК, работающего в цикле холодильной машины на режиме температур кипения и конденсации +3/+40°С соответственно по методике, изложенной во второй главе. Для анализа принято условие, при котором сопоставление эффективности различных схем охлаждения ХЦК с ВП на ГДП рассматривалось при одинаковых значениях Щ. В общем случае, при различии влияния потерь давления в приводе на требуемую работу сжатия в компрессоре, сопоставление необходимо проводить с учетом действительных значений Щ для каждой схемы охлаждения.

Расчет коэффициентов В1 и В, а также влияние свойств хладагента выполнялось путем расчета цикла холодильной машины и процессов сжатия в компрессоре при одинаковых КПД обеих ступеней. Диапазон изменения значений коэффициентов А1 и А2 принят от 0,05 до 0,5. Рассмотрены циклы холодильной машины с однократным и двукратным дросселированием на двух хладагентах - Я134а и ЯС318. Вид термодинамического цикла, как показали расчеты, практически, не сказывается на относительном изменении работы сжатия за счет подогрева агента Эффективность компрессора также не зависит от величины потерь привода, а определяется только КПД ступеней. Основное влияние на значение прироста работы сжатия получено за счет влияния свойств рассмотренных хладагентов.

Рис.2. Изменение коэффициентов В1 и В2 в зависимости от

относительной величины лотерь А в системе охлаждения

На рис. 2 показано изменение коэффициентов В1 и В2 для двух хладагентов при КПД ступеней равных 0,7, что при отсутствии сопротивления в приводе соответствует общему КПД компрессора ц = 0,694 Как и следовало

ожидать прирост работы компрессора при одинаковой величине потерь в случае охлаждения на уровне промежуточного давления между ступенями меньше, чем при охлаждении привода хладагентом на уровне давления всасывания в первую ступень.

Для хладагента Я134а влияние подогрева на увеличение работы сжатия компрессора при одинаковых значениях коэффициентов Л12 сказывается в большей степени, чем для ЯС318. Это связано с тем, что для рассматриваемого режима работы холодильной машины адиабатная работа сжатия в компрессоре на Я134а оказывается выше, что при одинаковой величине коэффициента А приводит к различной абсолютной величине потерь привода, и, следовательно, к разной величине подогрева.

При условии равенства потерь привода, используя полученные зависимости, можно оценить соотношения потребляемой электродвигателем мощности при различных схемах охлаждения встроенного привода.

Учитывая, что В2 почти в два раза меньше В1, применение водяной рубашки для отвода теплоты потерь привода в случае давления Р02 , менее эффективно, чем при давлении в полости привода Рд1. Эффективность процессов сжатия и свойства хладагента также влияют на получаемый результат. Увеличение эффективности сжатия снижает выигрыш от введения охлаждения водяной рубашкой и, наоборот, снижение КПД компрессора увеличивает выигрыш. Следовательно, учет гидравлического сопротивления привода увеличит выигрыш от использования водяного охлаждения. Снижение молекулярной массы агента, приводящее к увеличению удельной работы, также увеличивает получаемый выигрыш от применения водяной рубашки. Так, при А=0,3 и давлении Р01 выигрыш от применения водяного охлаждения на Я134а больше, чем на ЯС318 на 2%.

В первом, приближении, коэффициент Л1 можно выразить через отношение плотностей на двух уровнях давлений и коэффициент А2, т.е. А1 =й А2 , где d - отношение плотностей при давлениях Р01 и Рд2 . В общем случае значение этого коэффициента определяется свойствами хладагента, режимом работы и эффективностью процессов сжатия и не зависит от величины потерь привода. Для рассматриваемого режима из расчета циклов холодильных машин при КПД компрессора, равного 0,694, для Я134а коэффициент d равен 0,577, а для ЯС318 - 0,537. Результаты расчетов показывают, что компрессор с охлаждением встроенного привода хладагентом на уровне давления всасывания в первую ступень будет всегда иметь более высокую эффективность.

Преимущество охлаждения снижается с уменьшением величены потерь привода и зависит от свойств хладагента. Для Я134а, в связи с большим значением В1 при одинаковой величине потерь привода преимущество оказывается значительно ниже Так, при Л1 = 0,5 преимущество схемы охлаждения привода основным хладагентом на ЯС318 составило свыше 5%, а наЮ34а-1,3%.

Анализ полученных в главе 2 зависимостей показывает, что при одинаковой эффективности компрессора охлаждение привода паром основного

хладагента выгоднее, чем подачей дополнительного количества жидкого хладагента.

Результаты проведенного анализа эффективности схем охлаждения высокооборотного ХЦК с ВП на ГДП качественно справедливы во всем возможном диапазоне режимов работы, однако получение точных количественных данных требует учета потерь давления в приводе.

В четвертой главе приведена методика эксперимента и результаты экспериментального исследования потерь высокооборотного ВП на газординамических подшипниках, а также двухступенчатого ХЦК в модельных условиях, Разработаны рекомендации по уточнению расчетного метода определения потерь трения.

Экспериментальное определение потерь было проведено на ВП двухступенчатого ХЦК холодопроизводительностью 32 кВт. Компрессор (рис. 3) предназначен для работы на хладагенте ЯС318 при температурах кипения и конденсации +3°С и +40°С соответственно. Обе ступени компрессора имели рабочие колеса диаметром 63 мм. При проведении испытаний рабочие колеса были заменены имитаторами.

Рис.3. Разрез двухступенчатого ХЦК с ВП на ГДП ВХМ малой холодопроизводительности: X — корпус; 2 - рабочее колесо; 3 - ротор; 4 -статор; 5 - опорный ГДП; 6 - упорный ГДП

Диапазон изменения плотности и частоты вращения ротора в эксперименте определялся режимами работы компрессора и термодинамическими свойствами хладагентов. В нашем случае изменение плотности составило 0,5*22 кг/м3 и частоты вращения 25000 - 40000 об/мин, что соответствовало изменению окружной скорости на роторе электродвигателя 75 - 120 м/с.

Результаты исследований по определению потерь при плотности хладагента -1,0 кг/м3 показали, что потери трения составляют 20 - 30 % общей

1

2

3 4.5 б

величены потерь привода. Их изменение при плотности хладагента -1,0 кг/м составило от 88 до 210 Вт при изменении частоты вращения от 25000 до 40000 об/мин. Электрические потери при этом составили 362 и 530 Вт соответственно. Переход к потерям трения при плотностях больше 1,0 кг/м3 в соответствии с методикой осуществлялся вычитанием электрических потерь из суммарных потерь, полученных экспериментальным путем.

Сопоставление расчетных и экспериментальных данных по потерям трения приведено на рис. 4 и показывает их соответствие во всем диапазоне изменения параметров.

Рис.4. Потери трения ХЦК с ВП на ГДП в зависимости от частоты вращения п, об/мин и плотности рабочей среды р, кг/м3

Результаты аналитических и экспериментальных исследований имеют наибольшее различие в области высоких частот вращения выше 30000 об/мин. Расчетная величина потерь в большей степени превышает опытные данные в области плотности рабочей среды равной 10 кг/м3. Максимальное различие при этом составило 15%. С уменьшением частоты вращения различие уменьшается и при 25000 об/мин расчетные и экспериментальные данные практически полностью совпадают (до 1,5%).

Анализ показывает, что в общих потерях трения основную величину, более 65%, составляют потери на цилиндрических поверхностях ротора электродвигателя и упорного гребня, В связи с этим для снижения суммарных потерь привода основное внимание необходимо уделять мероприятиям, направленным на снижение именно этих потерь. Учитывая, что величина потерь на цилиндрических поверхностях при постоянной угловой скорости вращения в большей степени определяется диаметром цилиндра, необходимо стремиться в первую очередь к его снижению. Уменьшение диаметра ротора электродвигателя при сохранении мощности возможно за счет увеличения его

длины, а снижение диаметра упорного гребня при заданных осевых нагрузках за счет увеличения несущей способности газодинамических подшипников.

Экспериментальные исследования компрессора. Согласно разработанной методике проведения эксперимента исследования работы компрессора выполнялись на стенде «газовое кольцо» в модельных условиях, Основными задачами исследований являлось: получение данных по гидравлическому сопротивлению, характеристикам малоразмерных ступеней, по суммарным потерям высокооборотного ВП на газодинамических подшипниках, а также проверка эффективности водяного охлаждения.

Гидравлические потери ВП определялись по потерям полного давления хладагента на входе и выходе из полости привода. Для оценки гидравлических потерь использовалось понятие коэффициента сопротивления подсчитываемого по отношению потерь полного давления к скоростному напору хладагента. Так как полость ВП макетного образца представляет собой сложную систему, включающую входной и выходной участки с внезапным расширением и сужением и поворотом потока, каналы в статорной полости, канал между статором и ротором, коэффициент сопротивления полости ВП определялся, как осредненная для всей системы величина, по параметрам на входе, т.е.;

2АР*/ С}1 рг,

где; с, и р, - скорость и плотность агента на входе в полость ВП;

АР* — Р%и* - Рм2* - разность полных давлений на входе и выходе в полость ВП.

Определение потерь ВП выполнялось по массовому расходу хладагента, замеренному с помощью мерного сопла, и разности энтальпий хладагента на входе и выходе из полости ВП, при отсутствии водяного охлаждения, т. е.

Нпот ~(*а( Нвых - Вт.

Энтальпия агента на входе и выходе определялась по давлению и температуре, а при сопоставлении потерь ВП плотность принималась, как средняя между входом и выходом величена.

Эффективность водяного охлаждения оценивалась по снижению температуры агента на выходе из полости ВП и мощности компрессора,

На рис. 5 показана схема экспериментального стенда.

Для измерения давлений использовались образцовые манометры, вакуумметры и мановакуметры типа МО и ВО, класс 0,4. Измерение температур выполнялось лабораторными термометрами с ценой деления 0,1°С и термометрами сопротивления типа. Для измерения расхода агента -стандартное измерительное сопло в соответствии с правилами РД 50-213-80, охлаждающей - мерный бак.

Измерительная аппаратура обеспечивала определение основных параметров с погрешностью ~3 - 5%. Погрешность определения коэффициента гидравлического сопротивления привода при этом составила ~ 8,0 %.

Рис.5. Схема экспериментального стенда «газовое кольцо»: 1 - электродвигатель; 2- компрессор 1-я ступень; 3 - компрессор 2-я ступень; 4 - инвертор; 5 - измерительное сопло, 6 - успокоитель; 7 - вакуумный насос, 8 - теплообменник; 9 - баллон с хладагентом; 10 - мерный бак

Результаты испытаний показали, что введение водяного охлаждения снижает подогрев агента в полости ВП и подтверждают полученный ранее вывод о целесообразности введения водяного охлаждения

Изменение коэффициента гидравлического сопротивления ВП в зависимости от скорости на входе в полость ВП представлено на рис 6.

Рис 6 Изменение коэффициента сопротивления ВП в зависимости от скорости потока Се1 на входе

Практически, во всем рассмотренном диапазоне режимов работы с учетом того, что значения основных критериев подобия - чисел Маха и Рейнольдса не выходят за пределы критических, значение коэффициента сопротивления полости ВП в пределах точности эксперимента может быть принято равным от 5,5 до 6,5, при усредненном значении равном 6,0.

Сопоставление результатов экспериментально определенных суммарных потерь полученных при испытаниях компрессора и при определении потерь трения встроенного привода показало их расхождение в пределах от 5 до 10 %.

В пятой главе на основе полученных результатов и предложенной методики проведена оценка энергетических показателей ХЦК с ВП для типоразмерного ряда холодильных машин. Рассматривались схемы охлаждения привода парообразным хладагентом и «водяной рубашкой».

Для определения энергетических показателей компрессоров использованы экспериментальные данные по потерям трения и сопротивлению ВП на газодинамических подшипниках.

Газодинамические характеристики малоразмерных центробежных ступеней принимались по результатам работ, выполненных ОАО «ВНИИХОЛОДМАШ-ХОЛДИНГ» при испытании макетного образца ХЦК с двумя вариантами первой ступени и одним вариантом второй ступени. Все ступени компрессора имели полуоткрытые рабочие колеса диаметром 63 мм. В первых ступенях использовались пространственное (ПРК) и радиальное (РРК) рабочие колеса с относительной шириной 7,52 % и 6,03% соответственно, с двумя типами диффузоров - комбинированным и безлопаточным. Вторая ступень имела - радиальное рабочее колесо с относительной шириной 3,97% и комбинированный диффузор с развитым безлопаточным участком и лопаточным венцом на выходном участке с геометрическим углом входа на лопатки 19 градусов.

Испытания показали значительное снижение эффективности ступеней по сравнению с геометрически подобной ступенью большего диаметра. Максимальные значения коэффициентов полезного действия и напора составили для первой ступени с РРК 7, = 0,67 и Щ = 0,51. Как отмечено в работе, это явилось результатом отрицательное влияние торцевых зазоров по лопаткам рабочего колеса. Вследствие этого вторая ступень оказалась менее эффективной, чем первая ( г\=0,64). Результаты испытаний показали, что ступень с ПРК менее чувствительна к влиянию торцевых зазоров и обеспечила большую, чем ступень с РРК, эффективность. Максимальные значения КПД составили 0,69 - 0,7 при коэффициенте напора до 0,55.

Для расчетов процессов сжатия в макетном образце ХЦК были приняты максимальные значения параметров ступеней.

Расчеты энергетических показателей выполнялись для условия работы ХЦК в составе ХМ на расчетном режиме с температурой кипения хладагента ЯС318 -?0 = +3°С и температурой конденсации 1к = + 40°С для двух вариантов термодинамических циклов ХМ - с однократным дросселированием без переохлаждения после конденсатора и с двукратным дросселированием хладагента. Учет сопротивления ВП выполнялся введением потерь

температуры хладагента по кривой насыщения, эквивалентных потери давления.

На первом этапе определялась эффективность базового для типоразмерного ряда водоохлаждающих машин компрессора холодопроизводительностью 32 кВт в зависимости от эффективности процессов сжатия, без и с учетом сопротивления ВП.

Потери трения принимались по результатам экспериментов, электрические потери - пересчетом расчетной величены с учетом мощности и частоты вращения.

При равных коэффициентах напора ступеней у/, = 0,5 указанный режим работы компрессора без учета сопротивления ВП обеспечивается при частоте вращения ротора компрессора п = 36250 об/мин.

При действительных значениях эффективности процессов сжатия в ступенях компрессора, действительная эффективность привода составляет ~и0,82 при охлаждении на уровне давления всасывания в первую ступень и Лпр ~ 0,8 при второй схеме охлаждения. Таким образом, по сравнению с величиной КПД электродвигателя, равным 0,92, встроенный высокочастотный привод макетного образца компрессора без учета сопротивления полости ВП имеет меньшую эффективность за счет повышенных потерь трения.

КПД компрессора, определяемый по потребляемой электродвигателем энергии» составил для обеих схем охлаждения - =0,532 и 0,519 соответственно.

Учет сопротивления существенно изменяет условия работы компрессора. Для схемы охлаждения на уровне давления Р01 увеличение работы компрессора происходит не только за счет подогрева агента на входе, но также за счет увеличения перепада давления вследствие сопротивления на входе в первую степень. Потери давления на участке от испарителя до компрессора и на участке от компрессора до конденсатора учитываются при определении минимальной работы компрессора. Увеличение действительной работы компрессора из-за увеличения перепада давления, при принятых значениях коэффициентов напора ступеней, приводит к увеличению требуемой окружной скорости вращения рабочих колес, и, следовательно, к повышению-суммарных потерь ВП.

При охлаждении агентом на уровне давления Р02 увеличение работы компрессора происходит за счет потери давления на входе во вторую ступень. Расчеты показывают, что учет сопротивления ВП увеличивает требуемую частоту вращения ротора компрессора до 37250 об/мин. Результатом этого является увеличение суммарных потерь ВП и низкий уровень холодильных коэффициентов = 2,67 и = 2,59.

Введение водяного охлаждения, обеспечивающего полный отвод теплоты потерь привода, позволяет существенно повысить эффективность компрессора, т.к. в этом случае, кроме снижения работы компрессора из-за отсутствия подогрева агента, не требуется увеличение работы на преодоление сопротивления ВП. Таким образом, общий результат, получаемый от введения

водяного охлаждения, может составить до 6% повышения эффективности компрессора.

Значение холодильного коэффициента для рассматриваемого

компрессора в сдучае поддержания давления в полости ВП на уровне Р01 и полном отводе теплоты потерь ВП водяной рубашкой составит 2,88. Это значение является максимально возможным для данного исполнения компрессора при работе в цикле однократного дросселирования. Дальнейшее повышение эффективности компрессора достигается за счет применения термодинамического цикла-двукратного дросселирования. Как следует из результатов расчета, изменение цикла работы ХЦК повышает его эффективность на 11-12%. Максимальная эффективность ХЦК с водяным охлаждением и давлением в полости ВП - Рд1 при этом составит Ею= 3,23, что сопоставимо с показателями холодильных компрессоров других типов.

Па втором этапе при определении параметров типоразмерного ряда ХЦК, принято условие сохранения постоянными диаметральных размеров корпусных деталей компрессора. Анализ расходных характеристик центробежных ступеней показал, что максимально возможные коэффициенты расхода, достигнутые сегодня для ступеней с ПРК, составляют Ф = 0,15 - 0,16, что соответствует максимальной производительности компрессора в цикле однократного дросселирования на агенте ЯС318 на рассматриваемом режиме работ не более 60 кВт. Повышение производительности более 60 кВт требует увеличения диаметра рабочих колес.

Минимальная производительность ХЦК определяется допустимым снижением энергетических показателей ступеней в связи с уменьшением ширины проточной части, в связи с чем минимальная производительность ХЦК ограничена =20 кВт.

В области производительности ниже 32 кВт в качестве первой ступени предполагалось использование РРК, а при большей производительности ПРК. Изменение производительности обеспечивалось изменением ширины рабочих колес, а изменение мощности электродвигателя - изменением его длины.

Эффективность процессов сжатия в ступенях определялась на основе результатов испытания компрессора с различными вариантами ступеней, отличающихся типом (радиальное и пространственное) рабочих колес и относительной шириной проточной части. Потери трения ВП определялись по вышеизложенной методике, а суммарные потери ВП, при условии постоянства электрического КПД электродвигателя. Параметры циклов, теоретическая работа компрессора, адиабатные работы ступеней и потери давления в ВП принимались по результатам предыдущих расчетов.

В табл. 1 представлены коэффициенты полезного действия ступеней и суммарных потерь привода с учетом гидравлического сопротивления, принятые в расчетах энергетических показателей ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках, работающих в цикле холодильной машины с однократным дросселированием.

Таблица!

20

0,65

0,61

0,597

1,292

1,635

32

0,67

0,64

0,62

2,0

2,45

60

0,715

0,6

0,652

3,14

3,74

Получено, что изменение производительности компрессора от 20 до 60 кВт приводит к повышению в, на 12 -13 %. Однако в области производительности ниже 30 кВт его величина при охлаждении ВП на уровне давления Р01 даже в цикле двукратного дросселирования оказывается менее 3,0.

Введение водяного охлаждения, как уже отмечалось, существенно повышает эффективность ХЦК Максимально возможные значения для компрессоров с существующей проточной частью с РРК полуоткрытого типа и параметрами ВП в цикле двукратного дросселирования составили: для = 20 кВт -3,02; для =32 кВт -3,23 и для д„= 60 кВт - 3,48.

Дальнейшее повышение эффективности компрессоров может быть достигнуто путем применения центробежных ступеней с повышенной эффективностью, а также использованием закрытых вместо полуоткрытых рабочих колес.

Расчеты параметров ХЦК с учетом возможной эффективности ступеней с рабочими колесами закрытого типа показали, что даже при отсутствии водяного охлаждения может быть обеспечен холодильный коэффициент ХЦК производительностью 20 кВт в цикле двукратного дросселирования более 3. А в случае применения водяного охлаждение значение е может быть получено на уровне 3,16.

Целесообразным является также использование синхронного вместо асинхронного электродвигателя, большая эффективность которого определяется меньшими габаритами и меньшими электрическими потерями. По данным разработчика высокочастотного привода электрический КПД синхронного электродвигателя мощностью 16 кВт при частоте вращения 40000 об/мин составляет 0,97, т.е. на 5% выше, чем у асинхронного на те же параметры. При этом синхронный двигатель имеет меньший диаметр и длину ротора. Оценка показателей компрессоров с синхронным приводом показывает возможность дальнейшего повышения эффективности ХЦК с ВП на ГДП на 5-6 %.

На рис. 7 приведено изменение эффективности типоразмерного ряда ХЦК с базовым компрессором производительностью 32 кВт с перспективной проточной частью и синхронным приводом.

2-*р »рос

• < 1 -Ч» АР« ш , *

RO»

«„.Яг

- давление в полости ВП - Peí;

- давление в полости ВП-Р«

Рис.7. Эффективность типоразмерного ряда ХЦК с новой ПЧ и синхронным приводом при водяном охлаждении

В табл. 2 приведены значения холодильного коэффициента е для макетного и перспективного образцов ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках холодопроизводительностью 32 кВт при давлении в полости привода Р01 и охлаждении его «водяной рубашкой».

_______Таблица 2

№п/п Условия работы

Значение е

1. В цикле холодильной машины с однократ- 2,88 ным дросселированием

2. В цикле холодильной машины с двухкрат- 3,23 ным дросселированием

3. В цикле холодильной машины с двухкратным дросселированием, с новой проточной частью

3,41

4. В цикле холодильной машины с двухкратным дросселированием, с новой проточной частью, с синхронным двигателем

3,6

Сопоставление полученных результатов с эффективностью герметичных и бессальниковых поршневых компрессоров показало, что при реализации рекомендаций настоящей работы эффективность XЦК с ВП на газодинамических подшипниках может быть на том же уровне во всей рассматриваемой области производительности.

Общие выводы

1. Разработаны методики анализа влияния схем охлаждения на эффективность компрессора, определения потерь трения во встроенном приводе, оценки энергетических параметров двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования с использованием озонобезопасных хладагентов.

2. Проведены экспериментальные исследования макетного образца двухступенчатого ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках на озонобезопасном хладагенте ЯС318 и получены опытные данные по суммарным потерям и потерям трения встроенного привода центробежного компрессора в зависимости от плотности рабочей среды и частоты вращения ротора, коэффициента гидравлического сопротивления встроенного привода и влияния водяного охлаждения на параметры компрессора, позволяющие определить действительные энергетические показатели ХЦК.

3. Предложены аналитические зависимости для определения потерь трения ВП двухступенчатого ХЦК с удовлетворительной (до 15%) точностью..

4. На основе проведенного аналитического анализа установлено, что схема охлаждения встроенного привода парообразным хладагентом на уровне давления Р01 энергетически более выгодна. Наибольшая эффективность компрессора обеспечивается отводом всей теплоты потерь водяной рубашкой при давлении в полости привода на уровне давления всасывания парообразного хладагента в первую ступень Р01.

5. На основе результатов комплексного аналитического и экспериментального исследования получены данные по энергетическим параметрам типоразмерного ряда двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для водоохлаждающих машин систем кондиционирования холодопроизводительностъю от 20 до 60 кВт.

6. Разработаны рекомендации по выбору рациональных условий охлаждения и конструктивных параметров двухступенчатых ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках, показывающие, что повышение энергетических параметров ХЦК малой холодопроизводительности может быть обеспечено использованием центробежных ступеней с рабочими колесами закрытого типа и применением ВП, имеющего меньшие диаметральные размеры и больший электрический КПД (синхронный электродвигатель).

7. Установлено, что при реализации рекомендаций настоящей работы холодильный коэффициент машины производительностью 32 кВт на режиме ^ / ^

+3/+40°С может быть обеспечен на уровне 3,6 , что с учетом преимуществ конструкции компрессора делает целесообразным применение двухступенчатого высокооборотного ХЦК с ВП на ГДП в водоохлаждающих машинах малой холодопроизводительности систем кондиционирования,

Опубликованная литература

1. Таганцев О.М. Некоторые аспекты отечественной холодильной техники // Холодильная техника. -2002. - №5. - С. 7-11.

2. Таганцев О.М. Разработка современного холодильного оборудования на базе новых рядов спиральных, винтовых и центробежных компрессоров, работающих на озонобезопасных агентах // Труды 9 международного симпозиума потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования-2003. - Санкт Петербург, 2003. - С.73-80.

3. Озонобезопасные холодильные центробежные компрессоры нового поколения / И.Я.Сухомлинов, М.В.Головин, Д.Л.Славуцкий, О.М.Таганцев, // Труды научно-технического семинара. - Санкт Петербург. - 2003. - С.20-26

4. Потери мощности встроенного высокочастотного электропривода холодильных центробежных компрессоров / И.Я.Сухомлинов, М.В.Головин, О.М.Таганцев, ЮАРавикович, Ю.И.Ермилов, Д.П.Холобцов// Химическое и нефтегазовое машиностроение, 2003. - № 7. - С. 30-32.

5. Выбор системы охлаждения встроенного высокочастотного электропривода холодильных центробежных компрессоров /И.Я.Сухомлинов, М.В.Головин, И.Ю.Савельева, О.М.Таганцев//Холодильная техника. - 2003. - № 8.-С. 19-23.

6. Технико-экономические показатели типоразмерного ряда холодильных центробежных компрессоров холодопроизводительностью 20 - 80 кВт./ И.Я.Сухомлинов, М.В.Головин, О.М.Таганцев, Б.С.Бабакин // Труды 10 международного симпозиума потребители производители компрессорной техники. - Санкт Петербург, 2004. - С. 193-201.

7. Малорасходные холодильные центробежные компрессоры/ И.Я.Сухомлинов, М.В.Головин, Д.Л.Славуцкий, О.М.Таганцев, Ю.А.Равикович, Б.С.Бабакин // Труды 13 международной научно-технической конференции по компрессоростроению. - Сумы, 2004. - С.19-29.

8. Малорасходные холодильные центробежные компрессоры/ И.Я.Сухомлинов, М.В.Головин, О.М.Таганцев, Б.С.Бабакин // Химическое и нефтегазовое машиностроение, 2004. - № 9. - С. 22-26.

Условные обозначения

ХЦК - холодильный центробежный компрессор; ВП - встроенный привод; ГДП -газодинамические подшипники; ВХМ - водоохлаждающая машина; Рд1 - давление всасывания в 1-ю ступень; Р22 - давление всасывания во 2-ю ступень; Рк1 - давление нагнетания 1-й ступени; Рк2 - давление нагнетания 2-й ступени; ^^ - удельная теплота подогрева; ¡д - минимальная удельная теоретическая работа сжатия компрессора; щ - КПД компрессора; 4- действительная работа сжатия компрессора; В1 и В2 - коэффициенты, учитывающие увеличение работы компрессора за счет подогрева хладагента при охлаждении встроенного привода на уровне давления всасывания первой ступени Р01 и давления всасывания второй ступени Р02 А1 и - А2 - величины потерь в долях от минимальной теоретической работы при давлении в полости электродвигателя Р21 И Р22: - теоретический холодильный коэффициент;

Кж1 и ' работа компрессора с учетом сжатия дополнительного количества

хладагента, подаваемого для охлаждения привода при давлении Рд1 и Р02 ев теоретический холодильный коэффициент, определяемый по удельной холодопроизводительности на уровне давления Р02 и теоретической работы сжатия второй ступени компрессора; Т}ма - механический КПД компрессора; 1пот -суммарные потери привода; / -потери трения вращения; Цпр - КПД привода; 1к Шп -минимальная удельная работа процесса сжатия компрессора; £ - холодильный коэффициент; г8 - радиус диска; ^ - толщина диска; Ь- ширина боковой камеры; рг -плотность хладагента в зазоре; V - кинематическая вязкость; ц - динамическая вязкость; \п - длина ротора; - радиус шейки вала; СР2 - коэффициент момента сопротивления; Та - число Тейлора; иг - окружная скорость на переферии ротора; ц, - изоэнтропный КПД компрессора; й - отношение плотностей хладагента при давлении Рд1 И Р0Т N - мощность; р - плотность хладагента; п - частота вращения ротора; £ - гидравлический коэффициент потерь; С; - скорость потока на входе в ВП; АР* - разность полных давлений на входе и выходе в полости ВП; р1 -плотность хладагента на входе в полость ВП; N от - мощность потерь ВП; Оа -расход хладагента через полость ВП; /¡^ - энтальпия хладагента на выходе из полости ВП; кех - энтальпия хладагента на входе в полость ВП; и Т}^ изоэнтропный КПД ступеней компрессора; Ц/5 - коэффициент изоэнтропной работы ступени; 1д - температура кипения; 1к - температура конденсации; Т}, - КПД по потребляемой электроэнергии; £Э1 и ец - холодильный коэффициент при

охлаждении ВП на уровне давлений Р01 и Р02, - холодильный коэффициент при отводе теплоты потерь ВП «водяной рубашкой»; Ф - коэффициент расхода ступени компрессора.

Отпечатано в типографии ООО "Франтэра" ПД № 1-0097 от 30.08.2001г. Москва, Талалихина, 33

Подписано к печати 15.11.2004г. Формат 60x84/16. Бумага "Офсетная № 1" 80г/м2. Печать трафаретная. Усл.печ.л. 1,50. Тираж 100. Заказ 115.

WWW. РКАМТЕЯА. ЯИ

123726

УСЛОВНЫЕ ОБОЗНАЧЕНИЯ 4 ВВЕДЕНИЕ.

1. СОСТОЯНИЕ ВОПРОСА, ЗАДАЧИ ИССЛЕДОВАНИЯ.,,.,.

2. РАЗРАБОТКА МЕТОДИК АНАЛИЗА.

2.1 .Методика влияния схем охлаждения на эффективность компрессора.,. T?r ,.,.,.f.

2.2.Методика определения энергетических показателей холо -дальнего центробежного компрессора.

2.3.Методика определения потерь трения встроенного при вода./.

3. АНАЛИЗ ВЛИЯНИЯ СХЕМ ОХЛАЖДЕНИЯ ВСТРОЕННОГО ПРИВОДА НА ЭФФЕКТИВНОСТЬ ХОЛОДИЛЬНОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА.,,,„,,,,,.,,,,„,,,,,,,,,

4. ЭКСПЕРИМЕНТАЛЬНЫЕ ИССЛЕДОВАНИЯ ВСТРОЕННОГО ПРИВОДА МАКЕТНОГО ОБРАЗЦА ХОЛОДИЛЬНОГО ЦЕНТРОБЕЖНОГО КОМПРЕССОРА,,, ,„,„,„.„,„.

4.1 .Определение потерь трения.

4.2.Экспериментальные исследования компрессора.

4.2.1 .Экспериментальный стенд и методика эксперимента.

4.2.2.Оценка погрешности эксперимента.

4.2.3.Резуяьтаты эксперимента.

4.2.3.1 Влияние водяного охлаждения.

4.2.3.2 Гидравлическое сопротивление встроенного привода.

4.2.3.3.Суммарные потери встроенного привода.

5. ОЦЕНКА ЭНЕРГЕТИЧЕСКИХ ПОКАЗАТЕЛЕЙ ХОЛО

ДИЛЬНЫХ ЦЕНТРОБЕЖНЫХ КОМПРЕССОРОВ СО ВСТРОЕННЫМ ПРИВОДОМ НА ГАЗОДИНАМИЧЕСКИХ ПОДШИПНИКАХ.

5.1 .Эффективность холодильного центробежного компрессора со встроенным приводом холодопронзводительностью

32 кВт.;. $

5.2.Энергетические показатели типоразмерного ряда холодильных центробежных компрессоров со встроенным приводом.

Двухступенчатые высокооборотные холодильные центробежные компрессоры (ХЦК), имеющие встроенный привод (ВГТ), вращающийся в подшипниках без смазки, получают в последнее годы все большее применение в холодильной промышленности.

Достоинством применения высокооборотных ХЦК в холодильных машинах, по сравнению с компрессорами других типов, являются малые массога-баритные показатели, отсутствие системы смазки, мультипликатора и вращающихся уплотнений, лучшие виброакустические характеристики и большая эффективность регулирования при работе на нерасчетных режимах. Основной проблемой при создании высокооборотного двухступенчатого холодильного центробежного компрессора для водоохлаждающих машин (ВХМ) малой холо-допроизводительности становится проблема обеспечения его энергетической эффективности, определяющей в конечном итоге область рационального использования, принципы построения типоразмерного ряда холодильных центробежных компрессоров с минимальной и максимальной холодопроизводитель-ностью. Это связано с тем, что в области малых производительностей, из-за малых геометрических размеров в наибольшей степени проявляется отрицательное влияние масштабного фактора на газодинамические характеристики центробежных ступеней. Кроме того, из-за высокой требуемой частоты вращения ротора (до 40000-50000 об/мин), возрастают потери на трение в приводе компрессора.

Отсутствие проверенных методов расчета потерь, методов оценки и выбора способа охлаждения высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках не позволяет сегодня успешно решать вопросы создания эффективных ХЦК, конкурентоспособных по энергетическим параметрам с Объемными компрессорами в области малых холодопроизводительностей, а имеющиеся данные по работе высокооборотных центробежных компрессоров ограничиваются опытом их применения на воздухе.

В этой связи актуальным направлением является совершенствование высокооборотных двухступенчатых холодильных центробежных компрессоров с встроешшм приводом, работающим на газодинамических подшипниках с использованием озонобезопасных хладагентов для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Цель работы. Совершенствование двухступенчатого высокооборотного центробежного компрессора со встроенным приводом, работающего на газодинамических подшипниках с использованием озонобезопасных хладагентов для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Основные задачи работы.

1. Разработать методики: анализа влияния схем охлаждения на эффективность компрессора, определения потерь трения во встроенном приводе, оценки энергетических параметров двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках.

2. Выполнить аналитический анализ влияния схем охлаждения встроенного привода на эффективность работы двухступенчатого высокооборотного ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках.

3. Провести экспериментальные исследования на макетном образце двухступенчатого высокооборотного ХЦК малой холодопроизводительности на озонобезопасном хладагенте RC318 и получить данные по суммарным потерям и потерям трения встроенного привода в зависимости от плотности рабочей среда и частоты вращения ротора, по коэффициенту гидравлического сопротивления и влиянию водяного охлаждения на параметры ХЦК.

4. Йсследовать энергетические параметры типоразмерного ряда двухступенчатых высокооборотноых ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для водоохлаждающих машин систем кондиционирования.

5. Разработать рекомендации по выбору рациональных условий охлаждения и конструктивных параметров, обеспечивающие повышение эффективности двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических под-шшшиках водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Научная новизна:

- разработаны методики анализа влияния схем охлаждения на эффективность компрессора, определения потерь трения во встроенном приводе, оценки энергетических параметров д вухступенчатого высокооборотного ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках;

- получены аналитические зависимости по оценке влияния схем охлаждения и уровня потерь во встроенном приводе на эффективность двухступенчатого высокооборотного ХЦК на газодинамических подшипниках малой холодо-производительности и обосновано применение схем охлаждения;

- в результате экспериментальных исследований установлены закономерности величины суммарных потерь и потерь трения привода ХЦК в зависимости от плотности хладагента и частоты вращения ротора;

- получены экспериментальные данные по величине коэффициента гидравлического сопротивления встроенного привода в зависимости от скорости хладагента на входе, позволяющие оценить его влияние на энергетическую эффективность компрессора;

- получены энергетические параметры центробежного компрессора, позволяющие дать рекомендации на создание типоразмерного ряда двухступенчатых высокооборотных ХЦК для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Практическая ценность. На основании результатов комплексных исследований разработаны рекомендации по выбору геометрических параметров и условий работы двухступенчатого ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

Предложены технические решения по схемам охлаждения двухступенчатого ХЦКс ВП на газодинамических подшипниках.

Полученные результаты использованы при разработке типоразмерного ряда двухступенчатых высокооборотных ХЦК в одоохлаждающих машин систем кондиционирования.

На защиту выносятся:

- методики анализа влияния схем охлаждения двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках на его эффективность, определения потерь трения во встроенном приводе, оценки энергетических параметров малорасходных центробежных компрессоров,;

- результаты аналитических исследований по влиянию схем охлаждения и уровня суммарных потерь и потерь трения во встроенном приводе на эффективность двухступенчатого ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках во-доохлаждающих машин малой холодопроизводительности систем кондиционирования;

- результаты экспериментальных исследований, позволившие установить закономерности величины суммарных потерь и потерь трения в зависимости от плотности озонобезопасного хладагента и частоты вращения ротора;

- результаты экспериментальных исследований по изменению коэффициента гидравлического сопротивления встроенного привода ХЦК в зависимости от скорости хладагента на входе;

- энергетические показатели тшюразмерного ряда двухступенчатых ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для ВХМ холодопроизводительностью 20-60 кВт;

- типоразмерный ряд двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках водоохлаждающих машин малой холодопроизводительности.

Апробация работы. Материалы исследований доложены на научно-технической конференции «Холодильная техника (г. Москва, 1999 г.), на Девятом Международном симпозиуме «Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования» (г. С.-Петербург, 2003 г.), на Десятом Международном симпозиуме «Потребители-производители компрессорной техники» (г. С.-Петербург, 2004 г.), на Тринадцатой Международной научно-технической конференции по компрессоростроению (г. Сумы, 2004 г.)

Публикации. По теме диссертации опубликовано 8 работ.

Структура и объем диссертации. Диссертационная работа состоит из введения, пяти глав, заключения, списка использованной литературы и приложения. Общий объем работы составляет 161 страниц, в том числе 46 рисунков и 7 таблиц, список литературы (130 наименований), 28 страниц приложения.

Выводы:

1. ПшбoJшдш эффeiшдашcть XЩ с ВП на газодашмачеших подшипниках обеспечивает ся при полном отводе теплоты потерь водяным охлаждением при минимальном давлении в полости ВП.

2. При наличии гидравлического сопротивления полости ВП наиболее эффективным является охлаждение Ш1 дополнительным количеством жидкого хладагента.

3. Охлаждение ВП парообразным хладагентом на уровне давления всасывания в первую ступень обеспечивает большую эффективность ХЦК, чем на уровне яромежуго»яюго, между ступенями, давления.

4. Повышение эффективности ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках может быть обеспечено за счет «©здания синхронного электропривода с минимальными диаметральными размерами, повышения несущей способности газодинамических подшипников с целью уменьшения радиальных и диаметральных зазоров, а также применения ступеней с рабочими колесами закрытого типа.

5. Полученные рш>ттаты по эффективности ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках, наряду с преимуществами, которые обеспечива--ет ш применеште, ъ тсад ^чжж возмошхостя эффектнвногорегулиро-вания изменением частоты вращения, свидетельствуют о целесообразности их иснользовшшя в холодшшшх машинах малой холодонроиз-водительности»

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Разработаны методики анализа влияния схем охлаждения на эффективность компрессора, определения потерь трения во встроенном приводе, оценки энергетических параметров двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках для водоохлаждающих машин малой холодо-производительности систем кондиционирования с использованием озонобезо-тгасных хладагентов.

2. Проведены экспериментальные исследования макетного образца двухступенчатого ХЦК £ ВП на газодинамшеских дадщщщщшх т озшобезшасшм хладагенте RC3J 8 и получены опытные данные по суммарным потерям и потерям трения встроенного привода центробежного компрессора в зависимости от плотности рабочей среды и частоты вращения ротора, коэффициента гидравлического сопротивления встроенного привода и влияния водяного охлаждения на параметры компрессора, позволяющие определить действительные энергетические показатели ХЦК.

3. Предложены аншштические зшшоимосттг для определения потерь транш ВП двухступенчатого ХЦК с удовлетворительной (до 15%) точностью.

4. На основе тфоведетшош аналитического анализа установлено, что схема ошазшшшя ттроттого щтош шрюбразным шшшш т уровне давления P|)i энергетическтт более выгодна. Наибольшая эффективность компрессора обеспечивается отводом всей теплоты потерь водяной рубашкой при давлении в полости привода на уровне давления всасывания парообразного хладагента в первую ступень Poi.

5. На основе результатов комплексного аналитического и экспериментального исследования получены данные по энергетическим параметрам типораз-мерного ряда двухступенчатых высокооборотных ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках дает водоохлазкдакящк машин систем кояджщояяровашет холодопроизиодл^^лмккпъю or 20 до ,60 кВт.

6. Разработаны рекомендации по выбору рациональных условий охлаждения и конструктивных параметров двухступенчатых ХЦК с ВП на газодинамических подшипниках, показывающие, что повышение энергетических параметров ХЦК малой холодопроизводительности может быть обеспечено использова--нием-цеятробежнБгх ступеней с рабочими -колесами закрытого типа и nptmeneI нием ВП, имеющего меньвшё диаметральные размеры и больший электрический КЦД^синхронный электродвигатель).

7. Установлено, что при реализации рекомендаций настоящей работы холодильный коэффициент машшш протюдитедъностью 32 кВт на режиме W tK = +3/+40°C может быть обеспечен на уровне Зъ6 , что с учетом преимуществ конструкции компрессора делает целесообразным применение двухступенчатого высокооборотного ХЦК с ВП на ГДП в водоохлаждающих машинах малой холодопроизводительности систем кондиционирования.

1. Бабакин Б.С., Выгодин В.А. Спиральные компрессоры в холодильных системах: Монография. Рязань: Узорочье, 2003 . - 379 с.

2. Бабакин Б.С., Выгодин В.А., Кулагин В.Н. Диагностика работы малых холодильных компрессоров. Рязань: Узорочье, 2001. —302 е.

3. Бабакин Б.С. Хладагенты, масла, сервис холодильных систем. Рязань: Узорочье, 2003. - 468 с.

4. Баренбойм А,Б. Экспериментальные характеристики фреонового центробежного компрессора малой производительности // Холодильная техника. -1969,-№2. С. 14-18.

5. Баренбойм А.Б., Минкус Б.А., Павловский А.Л. Высокоскоростные фреоновые турбоагрегаты малой производительности // Компрессорное и холо-дильноемашиностроение/Цинтихимнефтемаш.-М., 1966, №5, С. 21-23.

6. Баренбойм А.Б. Малорасходные фреоновые турбокомпрессоры.- М.: Машиностроение, 1974.-224 е.

7. Баренбойм А.Б. Малорасходные турбокомпрессоры для кондиционирования воздуха и охлаждения аппаратуры на транспорте. -Одесса: Студия «Негоциант», 2000, 265с,

8. Богданов С.Н. Свойства веществ // Холодильная техника: Справочник. Ленинград: Машиностроение, 1976.

9. Ю.Васильцов Э.А. Бесконтактные уплотнения. Л.: Машиностроение, 1974, -160 с.

10. П.Верещагин МП., Колончин B.C. Достижения в области кондиционирования воздуха и холодильной техники // Холодильная техника. -1997. -№5.

11. Головин М.В., Славуцкий А.Д. Повышение бькггродейсгвия алгоритмов решения уравнения состояния II Холодильная техника. -1989. -jysl& -С.42-46. ил.; -Библногр.; С. 46 (7 назв.)

12. Грэееем П., Пауэял Дж.У. Подшипники с газовой смазкой. Пер с англ. -М.: Мир, 1966, -427 с.

13. Дашкова Г.Н., Богданов С.Н. и др. Тешюобменные аппараты холодильных установок,-М., 1973.

14. Двигатели асинхронные единой серии 4а мощностью 0,06-400 кВт //Электротехника СССР. -М.: йнформэлектро, 1982. -С.49-51.

15. Джал Мета. Разработки России и Великобритании на базе достижения криогенной техники//Холодильная техника. -1997. -№5.

16. Кулаков В.М. Газовые опоры турбодетандеров В кн.: Техника низких температур/ Под ред. Микулина Е.И., Марфениной И.В., Архарова A.M. Изд. 2-е, перераб. и доп. -М.: Энергия, 1975.

17. Кулаков В.М. К расчету динамических характеристик газовых радиальных опор с внешним наддувом. Сб.: Компрессорные и расширительные машины - М.: ММХМ, 1977.

18. КулаковВ.М.,Кулшшв Е.М., Свердлов Г.Г., Верещагин М.П. Исследование коротких радиальных оноре внешним наддувом // Газовые онеры турбома-шин/МИХМ.-М.,1976.

19. Кулаков В.М., Миронов И.Ю., Кулаков В.В., Данилович В.И., Богатырев В.И. Опыт конструирования детандер-компрессоров на газовых опорах //Химическое и нефтегазовое машиностроение.- I998.-N5.

20. Куликов Е.М., Кулаков В.М., Верещагин М.П. Микротурбодетандер на опорах с газовой смазкой // Компрессорные и расширительные машины/ МИХМ.-М., 1977.

21. Лапчук В.А., Поюровская Э.И., Шишкин С.В. Фреоностойкость электроизоляционных материалов//Электротехника.-1964. №6.-С.31-35.

22. Лучин Г.А., Пешти Ю.В., Снопов А.И. Газовые опоры турбомашин М.: Машиностроение, 1989.-240 с.

23. Максимов В.А. Газовая смазка: перспективы применения в турбомашино-строении. -Казань: ЗАО«НИИтурбокомпрсссор им.В.Б.Шнеппа», 2002,-154 с.

24. Научно-техническая база перевода существующего турбохолодильного оборудования на озонобезопасные хладагенты /А.М.Галеев, М.В.Головин, //Потребители-производители компрессоров и компрессорного оборудования: Труды симпозиума.- СПб, 1994.-С. 17-22.

25. Озонобезопасные холодильные компрессоры нового поколения.

26. И.Я.Сухомлинов, М.В.Головин, Д.Л.Славуцкий, О.М.Таганцев // Промышленные центробежные компрессоры. Исследования и разработка: Труды научно-технической конференции. -СПб., 2003.-С. 19-26.

27. Г.А.Каньтшев и др.//Холодильная .техника. 1974. -№2. - С.8-12. 40.ОСТ 24-20-203-90 «Агрегаты и машины холодильные турбокомпрессорные.

28. Петунии А.Н. Me годы и техника измерений параметров газового нотока.-М.: Машиностроение, 1972.-332с.

29. Пинегин С.В. Развитие и внедрение опор с газовой смазкой важное направление технического прогресса. //Вестшш мшишостроетпш. - 1970.- Лг<?10.л го1. Г V. , J.rt5 ,

30. Д1:шег1:Ш С.В., Коро-^щекцн М.В., Жедь В.П. Международный симпозиум по газовой смазке 11-27 июня 19Ш г, -М,, 1969, -132 с.47Пинегин Поспелов Г.А., Пешти Ю.В. Опоры с газовой смазкой в тур-бомашинах ограниченной мощности. -М: Наука, 1977.-150 с.

31. Промышленные фтор-органические продукты: Справ./Б.Н.Максимов, В.Г.Барабанов, И.Л.Серушкин и др.- Л.:Химия, 1990.-464 с.

32. Равикович ТО.А. Методология проектирования и динамика роторных системвысокоскоростных турбомашин на подшипниках скольжения с жидкостнойи газовой смазкой: Автореферат диссертации на соискание ученой степени д. т. я. М., МАИ, 1992.

33. Разработка электропривода АВФ1150-12000. АБ.4.31817. Технический отчет. ВНИИЭМ, М., 1987.

34. Редкозуб Б.Д., Артемюк Б.Т. К вопросу о выборе встроенного электродвигателя герметичного компрессора// Холодильная техника.-!965,- №2. -С. 14-17.

35. Результаты исследования малоразмерного холодильного центробежного компрессора (МХЦК) / Верещагин М.М., Верещагин М.П., Кулаков В.В., Лобанов Р.Л.//Холодильное дело. -2000. -Ш. С.31-33.

36. Савельева М.Ю., Сухомлинов И.Я., Чистяков Ф.М. Математическая модель шрокттреееяониых турбс^одаднлъяых маяшя и «е реализация для различных условий эксплуатации / ВНМИхолодмаш.-М,, 1991. —15с.-Ден.в ЩП 1Шхимнефтемаш 9,04.1991, № 2188.

37. Селезнев К.П., Галсркин КШ Центробежные компрессоры. -М.: Машиностроение, 1982. 271 с.

38. Стандарт предприятия СТП 0555-77-80. Расчет по характеристикам модельных ступеней холодильного двухступенчатого центробежного компрессора, рабатз^ощет з геоставе хояодиль^юй машины ко циклу £ годно кратным дрос^лированием на Щ2 и R22.

39. Стандарт ISO ARI-500 "Объемные холодильные компрессоры с переменнойгпроизводительноспрыо и компрессорные агрегаты для кондиционеров и тепловых насосов. Исгеытшшя я.определештежомшшльяых характеристик.

40. Стершшхт. Турбрмашшщ с газовыми тлшшшттт// Проблемы трения и смазки; Труды американского общества тшшеров-щхтщш. Пер с англ. -М.: Мир, 196S. -№4. С.2-21.

41. Сухомлинов И.Я. Математическое моделирование центробежных холодильных компрессоров // Холодильная техника. 1986. -№8. -С. 29-31.

42. Сухомлинов И.Я. Унификация проточной части холодильных центробежных холодильных компрессоров //Холодильная техника. 1988. ~№8. -С. 36-40.

43. Сухомлинов И.Я., Славуцкий Д.Л., Новоселов Б.В. Основные проблемы создания малоршсходиых турбокомпрессоров для бышвъш i-i тгромътшяеттнътх коядищюнеров//Химическое и нефтяшзе машиностроение. -1998 г. -Мб. -С.25-26.

44. Сухомлинов Й.Я., ГолобинМ.В., Савельева й.Ю., Таганцев О.М. Выбор системы охлаждения встроенного высокочастотного электропривода холодильных центробежных -кошзрессоров. //Хояощшьшая техника. -2003. —Ы8. > С.19-23,

45. Теория и расчет турбокомпрессоров /К.П.Селезнев, Ю.Б.Галеркин и др.; под общ. ред. К.П:Селезнева. 2-е изд., перераб. И доп.- Л.: Машиностроение, Ленингр. Отд-ние, 1986. - 392 е., ил.

46. Тепловые и конструктивные расчеты холодильных машин./11од общей ред. И.А.Сакуна-JI.: Машиностроение, 1985, -512 с.

47. Холодильные машины /А.В. Бараненко, Н.Н.Бухарин, В.И.Пекарев, И.А. Са-кун, Л.С.Тимофеевский / Под общ. ред. Л.С.Тимофеевского. СПб.: Политехника, 1997.- 992с.

48. Холодильные компрессоры /А.В.Бъпшв, Й.М.Калшшь, ДЛСлавуцкий и др. / Шд ред. АВ.Бшт©а.-2е изд., иерерзб. за доя. -М.: ЗСодос, W1- 304 с.

49. X0Jf0&tfjffctttrte K<?wjpecei9pbt / З.М.Бсжанишвили, А.В.Быков, Е.С.Гуревич; иод АВ Бикова, -ML; Дсшая и ншз&вая Е^щщщщбсть, 198 L с

50. Холодильные машшш / Под общ.ред. Н.Н.Кошкина.-М.: Пищевая промышленность, 1973. -512 с.

51. Холодильные машины /Под ред. И.А.Сакуна. -Л.: Машиностроение, 1985.

52. Холодильные машины и аппараты. Каталог-снравочник. Часть 1./ Под общ.------ IS Т5 TT^^rt^» Т\ IS . Т ТГлТ 7ТТЛ~ЧгТ;г& ТГТПЖТПп TS А ТТТ Т А^7А 1! А „рсД. г .ил тилива. -т. Цг1| i 1 i-i/vrnvu il.^ 1 unvlALiJ, i у ikj, -1171/.

53. Чистяков Ф.М Холодильные турбоагрегаты.- 2-е изд., ггерсраб. и доп.- М: Машиностроение, 1967. 288 с.

54. Шаров B.C. Сверхвысокоскоростные асинхронные электродвигатели. М.-Л.: Госэнергоиздат, 1963, 2SS с.

55. Шевчук Г.И. Расчет температуры обмотки встроенного электродвигателя холодильного компрессора// Холодильная техника. 1974.- Ш5.- С.32-35.

56. ВЗ.Шеинберг С.А., Жедь В.П., Шшпеев М.Д. Опоры скольжения с газовоймазкой, ^М.: Магапзз, 3969,г 334 е, 84.Щщякив И.Л. Тур^мащщщ на газовых опорах- -Владивосток: Изд. ДГТУ, 3985.-Ш с.

57. Improvementof-soKjH compressor -for vehicle systems feutka, Jirp; Kitanp, Nprio; ftp* Shigenti; Otake, Shinichi Aatlior Affiliatioii: Saiiden Corp Source: SLAE Special Publications v 1239 Peb 24-21 1997 19971. SAEp 55-70

58. New rotary-type eontmiwnjs variable capacity (Compressor for automotive air con* ditioiiers ^gkajiina, Nobuyuki; Hill, William АшЬог Affili&tip»: Zexel Corp

59. Source: SAB (Society of Automotive Engineers) Transactions v 99 n Sect 6 1990 p 1509-1517

60. Mew rotary-type conrimtotfs variable capacity compressor for mitomotwe air conditioners Nakajima, NobuyulM; Hill, William R- Author Affiliation: Zexel Corp Source: SAE Technical Paper Series Sep 17-20 1990 1990 Pnhl by SAE p 1-9

61. On the profile design of a scroll compressor Lee, Yin-Ren; Wu, Wen-Fang Author Affiliation: Natl Taiwan univ Source: international Journal of Refrigeration 18 5 Jun 1995 Buiterworth-Hememann Ltd p 308-317

62. Scroll and screw type refrigerators iioriuciii, -NbriaKi; Sunnta, л,~ "Satosm Author

63. A -f-T*t11 отi r\n " TTifir>l>t T тп UnnОо^тюхтт л.т "чО г» nw

64. TTl J.iJLL14ALl\Jll. XAllUvill, J«ivi kJVJUlW. 1-LltUVlll 1WV1VH V J 11 D *f 14-111990p*l55-160

65. Application of phase^miefed coimtenveiehts for a scroll compressor Kim. Hvim1. X X" Г V' С JC ' J

66. Jin: hoe. Jin Kab Author Affiliation: Univ of Inchon Source: JSME International Journal. Series C: Mechanical Systems, Machine Elements and Manufacturing 43 1 Mar2000 p 92-97

67. Improvement of scroll compressor tor vehicle air conditioning systems lizuka, Jiro; Kitano, Norio; Ito, Shigeru; Otake, Shinichi Author Affiliation: Sanden Corp Source: SAE Special Publications v 1239 Feb 24-27 1997 1997 SAE p 55-70

68. Air conditioning electric vehicles with an electronically driven variable speed scroll type compressor Sc§da, Susumu; YGshii, Yuji; Tamura, Yasuji Author Affiliation: Sanden Corp Source: SAE Technical Paper Series Sep 17-20 1990 1990 Pub! by SAE pl-6

69. New rotary-type continuous variable capacity compressor for automotive airconditioners Nakajima, Nobuyuki; Hill, William R. Author Affiliation: Zexel

70. Corp Source: SAE (Society of Automotive Engineers) Transactions v 99 n Sect 6 1990 p 1509-15 J 7

71. New m£ary-type continuous variable у compressor for automotive air -imdtoiiirs Nakajima, Nsfeayuki; 1Щ William R. Амйюг Afiffli^ion: Zeml Cofp Sourcc: SAE Technical Paper Series Sep 17-20 1990 1990 Publ by SAE p 1 -9

72. HUUiClWlU Uli VUUUlUuilClO J.№VL/UJIUU1, iTi., iVUUOUaUUV) 11., tJVl\lQWUlt uuv^fiiji, К.; Тай?шо, I; К. А1Йш"АШайж Hitachi Ltd Source: ASHRAE Transactions Ш' f .Tan 23-26 Ш4 1Ш А$Ш.4Р. p 471-475"

73. On the profile design of a scroll icompressor Lee, Yin-Ren; Wu. Wea-Fang АиШг'АШШШТNatl' Taiwan UfiTv' Soured: Inteffiafional Journal of Refrigeration 1 IS 5 Jun 1995 ButterwoTth-Heinemann Ltd p 308-317

74. Scroll compressor design and application characteristics for air Corp Source: SAE Technical Paper Series Sep i 7-20 Vm 1990 Psbl by SAEp 1-1 Wl 48-7 Ш

75. Design ami evaluation of a selective assembly station fer fejgb precision .scroll compressor shells Thesen, Arne; Jantayayichit, Akacha? Author Affiliation: Univ ^ WisceaslBi-Madisen Wjto ЦцШв Саву^гже I De$

76. Scroll compressor dynamics: (2nd report, the compliant crank and the vibration model). Morishita, Elsuo; Sugihara, Masahiro; Tnaba, Tsutomu; Kimura, TadasnirtUuiOi rt.iiiiia.uuu. iviiLbuuisiii JL/icv^uiv^ v^uip, rtiiiagoiaivi, jpu oumw, uuilciul ui

77. U.1W JUlvjJQ V il iiu A VU i V OVJ JJ "TUJ-ruu UUi. i--J I \J~T JJ.1 on

78. Scroll compressors and "their application to packaged air conditioners. Anon Source: ЗШкщеюакШ, dealing у 38 в 7 Jul 19$4p 37, 56 0005-0148 In English

79. New developments in refrigeration compressors. Anon Source: Australian Refrigeration, Air Conditioning and Heating v 38 nl Jan 1984 p 20, 22-23

80. Aerothermodynamic vibration correlation in an industrial compressor-turbine unit Mostafa, N.II. Author Alligation: Zagazig Univ Source: American Society of

81. Mechanical Engineers, Fluids Engineering Division (Publication) FED v 195 Jimi19.23 1994 1994 Sponsored by: ASME Pub! by ASME p 35-41 in English