螺杆式制冷压缩机Word文档下载推荐.docx
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这是因为，渔业时期，海水温度基本恒定，制冷剂的压缩容积比也相应基本恒定。
但是对于常年运行的以空气和水进行热交换的冷库制冷系统，有复杂的问题需要探讨和解决，根本问题就是全年的气温温差大，造成制冷剂的冷凝压力差大。
对于高温库，即恒温库，日平均气温低于库温时，不需要降温或仅靠自然通风，并根据贮品需要进行升温。
而地下室式高温库，则考虑地热对库温的影响。
一般低温冷库的库内温度要求-18℃，理论上说，日平均气温高于-17℃，就要进行人工降温。
也就是说，制冷剂的空气冷凝温度差大约在50℃左右。
即使水温设定为0℃，冷凝温差也在30℃以上。
把水温设定为0℃，有热力学的特殊意义；
既水由无限接近0℃到结冰放出的热量，等于把无限接近0℃的水加热到摄氏80℃所吸收的热量。
0℃的水有相当大的焓差。
螺杆压缩机的特性是需要确定制冷剂气体被压缩的容积比。
以氨为制冷剂的系统，设高温库内温度在0℃左右，制冷剂蒸发温度在-6～-10℃。
冷凝温度为0℃时，容积比为1.24～1.44；
冷凝温度为33℃时，容积比为3.55～4.12。
一般冷库库内温度-18℃，制冷剂蒸发温度在-23～-28℃之间，冷凝温度为0℃时，容积比为2.44～3.04；
冷凝温度为33℃时，容积比为6.97～8.67。
对于带有结冻间的制冷系统，制冷剂蒸发温度一般为-33℃，即蒸发压力相当于大气压，冷凝温度为0℃时，容积比为3.82；
冷凝温度为34℃时，容积比为11.421。
2006年，集团公司筹建一个一万多吨的冷库，由国内贸易工程设计研究院设计（考虑了再建一座万吨冷库的空间），当年10月动工。
那时我在一家工程造价咨询机构服务，没有参与筹建。
2007年初，我在参加该工程建设时，发现采用的螺杆式压缩机的内容积比有问题，设计单位只是按制冷量提交压缩机规格和高、低压机配搭形式，没有明确压缩机的内容积比。
我根据高温、低温库和结冻三个蒸发系统的情况，初步提出高、低压级的内容积比，并与厂家交换意见，现在看来，厂家还是一头雾水。
下面是当时生产厂家的两份信件：
目前，根据业务发展，集团公司决定再上一座大万吨冷库，必须增加原机房螺杆式制冷压缩机，因此有必要对螺杆式压缩机进行一次技术探讨。
大型冷库，一般有多个蒸发温度，为了节能，共用一个冷凝系统，对于活塞式制冷压缩机单级或双级犹如天生地设，而螺杆式压缩机却难于配合。
活塞式压缩机有什么优点呢？
为了合理确定螺杆机的容积比，有必要分析比较熟悉的活塞式压缩机的工作状况。
活塞式制冷压缩机排气与外部压力属无级软配合，压缩机机没有额外做功。
对于高温库的制冷，选用单级活塞式压缩机完全匹配。
下面先了解一下压缩机的工作过程：
对理想条件下的压缩机工作过程补充下图：
图10-1-1与图7-3的区别有三点：
1、标示了P1、P2；
2、加长了压缩区间；
3、增加了活塞气缸基本结构原理图。
图7-3的不足之处是4-1的加粗线改为虚线，粗线下移至真空线，并与1连接。
这就体现了压缩功的理论示意。
活塞式制冷压缩机需要确定被压缩制冷剂气体蒸发与压缩的压力比，对于高温库，氨在-10℃时的蒸发绝对压力为0.29075MPa，冬季的理想冷凝温度可达0℃，此时冷凝压力0.42941MPa，压力比1:
1.48；
夏季的冷凝压力在加大冷凝器及对冷却水进行良好冷却时，可控制在1.3123MPa——冷凝温度34℃，压力比1:
4.51，下面通过计算说明这种软配合。
多变压缩轴功指示功率计算公式如下：
这里有几个单位换算：
1J=N·
m；
MPa=106N/m2；
PV—MPa·
m3/h=106N·
m=106J=106W/3600。
此情况下8AS12.5型压缩机的多变压缩轴指示功为：
（V1=566m3/h。
）
当冷凝温度为0℃时：
P1=0.29075MPaυ1=0.41823m3/kg
P2=0.42941MPaυ2=0.28929m3/kg
代入（4-21）得：
n=1.058代入（4-30）得：
WS.N=-18.011kw。
当冷凝温度为34℃时：
P2=1.31230MPaυ2=0.09842m3/kg
n=1.0417代入（4-30）得：
WS.N=-71.028kw。
计算结果说明，压缩机轴功随冷凝压力相应变化。
下面再分析双级压缩的情况：
对于蒸发温度-33℃的氨蒸汽，蒸发压力0.10133MPa，冷凝温度40℃时，冷凝压力1.5553MPa，压力比达15.349倍。
根据活塞式压缩机性能，氨气压力的压缩比大于8，需要双级压缩，否则出现排气温度过高，制冷效率下降。
两级压缩，有一个最佳中间压力：
所谓最佳中间压力，1、总轴功最小，效率最高；
2、两级轴功相等；
3、两级压缩比相等。
P2中=Pk·
P0Pk——冷凝压力；
P0——蒸发压力。
在冷库制冷的实际操作中，由于高、低压机配搭不同及Pk、P0不断变化，P中不是一个定值。
其次，高压机还要吸收中间冷却器蒸发的氨气，根据冷凝压力调整压缩机配合比都会使中间压力偏移。
有关教科书仅探讨了特定条件的中间压力，见下面介绍：
一般的教科书及制冷手册以此公式求出中间压力，论证终结。
（而在实际运行中，高、低压机的容积比有显著变化，中间压力偏差悬殊。
）
我们可以利用理论最佳中间压力下，双级与单级总功率不变，各级压缩轴功率相等的理论，按定温压缩，解出中间压力。
首先，我们将多级多变压缩的总轴功率等于各级多变压缩轴功率总和的公式改为定温压缩轴功公式：
单级定温压缩轴功：
得：
WS·
T=WS·
T1+WS·
T2=-P1V1ln（P2/P1）-P2V2ln（P3/P2）
（1）文档收集自网络，仅用于个人学习
根据各级压缩轴功率相等，得方程组：
-P1V1（lnP2-lnP1）=WS·
T/2
（2）
-P2V2（lnP3-lnP2）=WS·
T/2（3）
以6AW17压缩机运行，单级总功率WS·
T=-P1V1ln（P2/P1）；
V1=825m3/h。
设蒸发温度-33.33℃，P1=0.10133MPa。
冷凝温度34℃，P2=1.3123MPa。
代入（4-26）得WS·
T=-59.474KW。
将WS·
T=-59.474KW代入方程
（2）得P2=0.3646MPa；
与P2中=Pk·
P0的解相同。
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将计算结果代入方程（3）得：
V2=229m3/h。
此时，压力比3.6；
容积比3.6。
这个计算结果要求，开3.6台低压机，配一台高压机。
一般来说，由于两级之间有一个中间冷却器，机器压缩热和冷却氨液形成的氨蒸汽汇入高压机，因此，1:
3配搭，基本满足要求。
但是这仅是满足特定条件，当冷凝温度随气温降低时，问题就出现了，如初冬季节冷凝温度6℃时：
Pk=0.53454MPa,P中=0.23273MPa,压力比：
P2/P1=P3/P2=2.3。
高、低压容积比分别为2.18和2.20。
即高、低压缩机1:
2配搭基本满足要求。
这时问题就显现了。
按照高、低压平衡负担压缩功的原理，冬季某个时段，两台低压级的排气量满足一台高压机的吸气量。
夏季某个时段三台低压级的排气量满足一台高压机的吸气量。
然而，多年来的冷库制冷压缩机的电机配置不能两头兼顾，而是截然相反。
冬季，由于高压级符荷小，为了尽量少开机，都是按1:
3配搭，否则，高压机大马拉小车现象凸显。
夏季，由于高压级负荷大，高压级电机功率有限，只好按1:
2配搭。
这样造成的问题是：
冬季，由于高压机不能满足低压机的排气量，中间压力高于最佳中间压力，低压机的压缩轴功增加。
夏季，由于低压机的排气不能满足高压机的吸气，可致中间压力低于最佳中间压力。
因此说，最佳中间压力，可望而不可求。
为了解决这个问题，压缩机改进为单机双级压缩机，高、低压机按1：
2（6缸）或1：
3（8缸）配置，一般也只能照顾一头。
根据活塞式压缩机的性能,当压缩比小于8时,即-33.33℃系统在冷凝温度低于17℃以及-28℃系统在冷凝温度低于26℃时，单级压缩运行是较经济的，但这时的制冷量不及双级压缩。
有时为了取得较大的制冷量，还是采取双级压缩。
而对于单级压缩，电机的配备功率又大于低压机的电机功率，鱼和熊掌不可兼得。
对于常年运行的-28℃系统的活塞式压缩机，可以采用适当加大电机，当压缩比小于7或6时即冷凝温度低于22℃或17℃，采用单级压缩。
这样在山东地区大约占全年8个月的时间段。
上面的计算，为了简化，使用了定温压缩公式，为了进一步揭示压缩机在各种气象参数下的运行工况，下面利用多变压缩轴功公式，对高温库制冷系统采用8AS12.5，求解不同蒸发、冷凝温度时的功率变化情况：
低温冷库与结冻制冷系统的高低、压机均采用8AS17，求解单级与双级不同配搭、不同蒸发、冷凝温度时的轴功率变化情况；
设：
冷凝温度0℃；
10℃；
（低温增加24℃）；
34℃；
40℃。
（1）、高温系统蒸发温度：
-15℃；
-10℃；
-6℃。
说明：
Ws.n——气体多变压缩功，摩擦功率另按0.06MPa与P2相加求实际轴功率。
单级压缩，同样的蒸发温度，冷凝温度越高，压缩功越大：
冷凝温度<
10℃，同样的冷凝温度，蒸发温度越高，即温差越小，压缩功越小；
冷凝温度>
34℃，同样的冷凝温度，蒸发温度越高，压缩功越大；
由于数据还不完善，重要的定理有待大家继续发现。
（2）、低温系统蒸发温度：
-23℃；
-28℃。
配搭1:
4；
1:
3；
1:
2；
1。
在双级压缩计算中，需要计算低压级压缩的过热蒸汽通过中间冷却器转换的饱和蒸气，以确定实际的中间气体比容积——中间压力。
最简单的是利用氨的压焓表。
早期的文献中，压力单位是公斤/平方厘米，焓值是千卡/公斤；
目前采用国际单位制，在转换过程中，出现了一些问题。
现在有的技术手册粗制滥造，如下图：
这是机械工业出版社2002年版的《实用制冷与空调工程手册》中的一张氨的压焓图，其中的焓坐标是错误的。
1、按照该手册所取定的焓值标准体系，饱和液体线附近的焓坐标值应是-100，误标为-1100。
使全部数值错误。
2、按饱和液体线的标注方式分析，饱和蒸汽线误标在等熵线上。
3、等温线概念模糊并且有严重错误。
这张图不但没有实用价值，还误人子弟，这是我国制冷工程技术界的悲哀！
下面这张氨的压焓图是中国建筑工业出版社1992年第三版的高校教材中的一个附图，虽然图表简单——仅用于教学演示，但却是正确的。
而这个教材初版是1979年，显然是我国解放后前30年的科研教学积淀的成果：
（3）、结冻系统蒸发温度：
-33.33℃；
-25℃。
配搭1:
3；
2；
但是，根据活塞式压缩机的特性，两级都属无级软配合，无明显额外做功，但是不可否认，双级压缩存在压缩气体在进入中间冷却器时排气压力高于级间最佳压力。
同样，两个不同蒸发压力使用一个中间压力、三个不同蒸发压力使用一个冷凝压力也完全是无级软配合，无额外做功。
活塞式压缩机还有一个待解决问题是，冬夏温差大，冬季压缩机做功小，电机发生“大马拉小车”的现象。
待续
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