Лекція №9.

а – безкрейцкопфний однобічної дії; б – крейцкопфний двобічний дії; 1 – всмоктувальний клапан; 2 – всмоктувальний патрубок; 3 –нагнітальний патрубок; 4 – нагнітальний клапан; 5 – сорочка охолодження кришки циліндра; 6 – кришка циліндра; 7 – циліндр; 8 – поршень; 9 –сорочка охолодження циліндра; 10 – шатун; 11 – колін вал; 12 – станина картера; 13 – нагнітальний патрубок; 14 – шток; 15 – напрямні крейцкопфа; 16 крейцкопф.

Розглянемо роботу вертикального одноступінчастого компресора однобічної дії (рис. 8.1, а). У циліндрі 7 компресора поршень 8 за допомогою кривошипно-шатунного механізму здійснює зворотно-поступальний рух. Відкриття та закриття всмоктувального 2 та нагнітального 4 клапанів відбувається під дією різниці тисків. При руху поршня від ВМТ до НМТ в циліндрі створюється розрідження, яке й зумовлює відкриття всмоктувального клапана і засмоктування газу в циліндр. У процесі всмоктування нагнітальний клапан закритий. Коли поршень досягає НМТ, тиски в циліндрі та у всмоктувальному патрубку зрівнюються і під дією пружини всмоктувальний клапан закривається. Наступний рух поршня від НМТ до ВМТ викликає стискання газу в циліндрі і коли сила тиску газу на нагнітальний клапан перевищить силу натиску пружини нагнітального клапану і силу тиску на нагнітальний клапан газу, що знаходиться в нагнітальному патрубку, нагнітальний клапан відкриється і стиснутий у циліндрі газ почне виштовхуватись поршнем у нагнітальний патрубок. При досягненні поршнем ВМТ процес нагнітання завершиться і нагнітальний клапан закриється. Об’єм робочої порожнини циліндра в цей момент буде мінімальним і носить назву мертвого об'єму V_о. Газ, що знаходиться в мертвому об'ємі при тиску нагнітання в процесі руху поршня від ВМТ до НМТ буде спочатку розширюватись при закритому всмоктувальному клапані і займе на момент відкриття всмоктувального клапана якусь частку робочого об'єму циліндра. Зазначений процес розширення газу, що залишився в мертвому об'ємі, називають процесом зворотного розширення.

Рисунок 8.1. Конструктивні схеми поршневих компресорів.

У подальшому процеси всмоктування, стискання і нагнітання циклічно повторюються за період повного обертання колінчастого валу компресора.

У поршневих компресорах двобічної дії (рис. 8.1,6) робочий процес протікає одночасно в обох робочих порожнинах циліндра. Коли поршень 8 в циліндрі 7 рухається в правий бік, то в лівій порожнині циліндра створюється розрідження і цей рух слід оцінювати як рух до НМТ.

Одночасно з всмоктуванням газу в ліву порожнину в правій порожнині відбувається стискання газу і його нагнітання. Тобто, зазначений рух поршня відносно об'єму правої порожнини циліндра слід розглядати як рух до ВМТ.

У багатоступінчастому поршневому компресорі стискання відбувається багаторазово (за числом ступенів стискування) у послідовно з'єднаних циліндрах. Між циліндрами потік газу охолоджується в охолоджувачах. Тим самим процес стискання газу в багатоступінчастому компресорі наближається до ізотермічного процесу стискання, що обумовлює зменшення витрат потужності компресора на стискання.

4. ОСНОВНІ ПОКАЗНИКИ РОБОТИ КОМПРЕСОРА.

Теоретичний процес ступені компресора розглядається в курсі “Технічна термодинаміка”. Реальний процес відрізняється від теоретичного тим, що враховує: наявність мертвого об'єму; втрати енергії при всмоктуванні та нагнітанні і несталість тиску в цих процесах; витікання газу через нещільності в клапанах та через поршневі ущільнювачі; теплообмін між газом і поверхнями, що утворюють робочий об'єм циліндру; тривалість спрацьовування впускного та нагнітального клапанів; механічне тертя в спряженні поршень-циліндр та ін.

З метою визначення основних показників роботи компресора розглянемо індикаторну діаграму, що являє собою графічну залежність тиску газу в циліндрі від переміщення поршня протягом одного оберту колінчастого вала.

Справжня (реальна) індикаторна діаграма ступені поршневого компресора зображена на рис. 8.2. Процеси всмоктування d'а та нагнітання bс протікають при змінній кількості газу в циліндрі і при змінних тиску і температурі.

Рисунок 8.2. Дійсна інвекторна діаграма ступеня поршневого компресора.

Змінний тиск газу в робочій порожнині циліндра зумовлений змінним гідравлічним опором у клапанах і несталістю швидкості руху поршня в циліндрі. Несталість гідравлічного опору всмоктувального і нагнітального клапанів зумовлена, головним чином, зміною площі прохідного перерізу впускного і випускного клапанів при їх відкриванні та закриванні.

Температура газу в робочій порожнині циліндра під час всмоктування зростає за рахунок передачі тепла від гарячих поверхонь поршня, циліндра та кришки циліндра.

Тому температура Т_а і тиск Р_а газу в циліндрі в кінці періоду всмоктування відрізняються від температури Т_b_с і тиску газу Р_bс перед всмоктувальним патрубком компресора.

Процес стискання газу починається в точці а і закінчується в точці b, коли починає відкриватися нагнітальний клапан. Тиск газу в точці b більший за тиск нагнітання Р_н на величину втрат при перетіканні газу через нагнітальний клапан. У початковій фазі стискання газу його температура менша за температуру стінок робочої порожнини циліндра і тому процес стискання супроводжується підведенням теплоти до газу, тобто показник процесу політропи п менший за показник адіабати k (n<k). При подальшому стисканні газу його температура стає більшою температури стінок робочої порожнини циліндра і процес стискання супроводжується відведенням теплоти від газу (п>k).

Зворотне розширення газу (процес cd) спочатку відбувається з відведенням теплоти від газу (n>k), а потім з підведенням теплоти до газу (п<k).

Зазначені особливості роботи справжнього компресора зумовлюють зменшення подачі і збільшення затрат енергії на стискання та переміщення газу в порівнянні з ідеальним компресором.

Робочий об'єм V_h ступені поршневого компресора визначається об'ємом, який описує поршень за один хід S.

Для ступені однобічної дії:

V_h=πD²S/4,

Для ступені двобічної дії:

=[π(2D²-d²_штS]/4,

де d_шт — діаметр штока крейцкопфного механізму.

У поршневих компресорах мертвий об'єм V_осуттєво впливає на зменшення подачі. Однак, наявність мертвого об'єму має і позитивне значення. Мертвий об'єм запобігає удару поршня об кришку циліндра при температурних деформаціях деталей механізму руху поршня.

Відносною величиною мертвого об'єму називають відношення мертвого об'єму до робочого:

а_м= V_о/ V_h (8.1)

Для компресорів низького тиску а_м=0,06...0,12; високого—0,12...0,18.

Зменшення продуктивності компресора внаслідок зворотного розширення залишившихся в мертвому об'ємі газів враховується об'ємним коефіцієнтом λ_о. Він дорівнює об'єму всмоктуваного газу V_вс до робочого об'єму циліндра V_h:

λ_о=V_вс/V_h, (8.2)

З деяким наближенням можна вважати початком зворотного розширення точку 3′ (див. рис. 8.2). Тоді з рівняння політропи випливає:

р_нV_о=р_вс(V_о+ΔV′)^m (8.3)

звідки:

λ_о=V_вс/V_h=1-а_м[(р_н/р_вс)^1/^m-1]. (8.4)

де т — показник політропи зворотного розширення газу.

Значення т визначають за формулою:

т=1+А(k-1),

де k — показник адіабати; A— коефіцієнт, що залежить від величини тиску газу перед всмоктувальним патрубком ступені компресора Р_вc: A=0,5 при Р_вс<0,15 МПа; A=0,62 при Р_вс=0,15...0,4 МПа; A=0,75 при Р_вс=0,4..1 МПа; А=0,88 при Р_вс=1,1...3,0 МПа.

Відношення тиску нагнітання Р_н до тиску всмоктування Р_вс називають ступенем стискання газу в компресорі: ε=Р_н/Р_вс. Зі збільшенням ступеня стискання в об'ємний коефіцієнт λ_о зменшується.

На продуктивність компресора впливає ряд інших факторів, ступінь впливу яких визначають: λ_др — коефіцієнт дроселювання, що враховує зменшення продуктивності за рахунок зниження тиску в робочій порожнині циліндра в кінці всмоктування (точка а) в порівнянні з тиском в стандартній точці всмоктування (точка а'); λ_т— коефіцієнт підігріву, що враховує зменшення продуктивності компресора за рахунок збільшення температури газу в кінці процесу всмоктування; λ_г— коефіцієнт герметичності, що враховує зменшення продуктивності за рахунок витікання стиснутого газу через нещільності робочої порожнини циліндра.

Добуток зазначених коефіцієнтів визначає величину коефіцієнта подачі компресора λ_п:

λ_п=λ_оλ_дрλ_тλ_г, (8.5)

Продуктивність V_e дійсного компресора менша геометричної продуктивності V_h:

V_e=λ_п V_h, (8.6)

Коефіцієнт λ_др=0,95...0,98; λ_г= 0,96... 0,98. Коефіцієнт підігріву можна визначити із рівняння λ_т= 1—0,02 [(Р_н/Р_вс)^-1]. Коефіцієнт подачі λ_пколивається в межах 0,60...0,85 і визначаєтьсяза результатами випробування компресора.

У технічних характеристиках компресорів, як правило, вказують об'ємну подачу (м³/с, м³/хв, м³/год), приведену до і умов на всмоктуванні, тобто до тиску і температури у всмоктувальному патрубку, або до нормальних атмосферних умов (Т_о=273,15 К, Р_о=0,1013 МПа).

Індикаторну потужність ступені справжнього компресора можна одержати з індикаторної діаграми записаної в рV — координатах.

Для кожної робочої порожнини компресора індикаторну потужність, Вт, визначають за формулою:

N_i=p_iASn (8.7)

де рі — середній індикаторний тиск, Па.

Середній індикаторний тиск розраховують на основі площі індикаторної діаграми за формулою:

рі = m_pf/l, (8.8)

де m_p— масштаб індикаторної діаграми по тиску, Па/м; f—площа індикаторної діаграми, м²; l—довжина діаграми, м.

Індикаторна потужність ступені компресора двобічної дії буде дорівнювати сумі індикаторних потужностей або робочих порожнин циліндра. Індикаторну потужність багатоступінчастого компресора визначають сумою індикаторних потужностей окремих ступенів стискання, тобто

N_ik= N_ij, де n — кількість ступенів.

Необхідний розподіл підвищення тиску в багатоступінчастому компресорі по окремих ступенях досягають підбором величин робочих об'ємів ступенів стискання V_nj V_nj=(V_е/λ_п_j)(p_вс1/р_вс,_j)(T_вс_j/Т_вс1), (8.9)

де V_е—продуктивність всього компресора, м³/с; λ_п_j—коефіцієнт подачі j-ї ступені; p_вс1 — тиск на всмоктуванні в першу ступінь; T_вс1 — температура на всмоктуванні в першу ступінь.

Потужність підведена на вал компресора, тобто ефективна потужність N_е, більша за індикаторну N_h, оскільки вона включає затрати енергії на механічне тертя (поршень-циліндр, крейцкопф, ущільнення, підшипники) та на привід допоміжних механізмів. Ці затрати енергії оцінюються механічним ККД,η_м:

η_м=N_h/N_е, (8.10)

Механічний коефіцієнт корисної дії поршневих компресорів η_м=0,82...0,95.

Енергетична досконалість реальних об'ємних компресорів оцінюється ізотермічним або адіабатним ККД.

Лекція №9.

Дата добавления: 2014-12-16; просмотров: 972;