Лекція №9.
|
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 Та і тиск Ра газу в циліндрі в кінці періоду всмоктування відрізняються від температури Тbс і тиску газу Рbс 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 Рн 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 Vh ступені поршневого компресора визначається об'ємом, який описує поршень за один хід S.
Для ступені однобічної дії:
Vh=πD2S/4,
Для ступені двобічної дії:
=[π(2D2-d2штS]/4,
де dшт — діаметр штока крейцкопфного механізму.
У поршневих компресорах мертвий об'єм Vо суттєво 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:
ам= Vо/ Vh (8.1)
Для компресорів низького тиску ам=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 λо. Він дорівнює об'єму всмоктуваного газу Vвс до робочого об'єму циліндра Vh:
λо=Vвс/Vh, (8.2)
З деяким наближенням можна вважати початком зворотного розширення точку 3′ (див. рис. 8.2). Тоді з рівняння політропи випливає:
рнVо=рвс(Vо+ΔV′)m (8.3)
звідки:
λо=Vвс/Vh=1-ам[(рн/рвс)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 Рвc: A=0,5 при Рвс<0,15 МПа; A=0,62 при Рвс=0,15...0,4 МПа; A=0,75 при Рвс=0,4..1 МПа; А=0,88 при Рвс=1,1...3,0 МПа.
Відношення тиску нагнітання Рн до тиску всмоктування Рвс називають ступенем стискання газу в компресорі: ε=Рн/Рвс. Зі збільшенням ступеня стискання в об'ємний коефіцієнт λо зменшується.
На продуктивність компресора впливає ряд інших факторів, ступінь впливу яких визначають: λдр — 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'); λт— коефіцієнт підігріву, що враховує зменшення продуктивності компресора за рахунок збільшення температури газу в кінці процесу всмоктування; λг— коефіцієнт герметичності, що враховує зменшення продуктивності за рахунок витікання стиснутого газу через нещільності робочої порожнини циліндра.
Добуток зазначених коефіцієнтів визначає величину коефіцієнта подачі компресора λп:
λп=λоλдрλтλг, (8.5)
Продуктивність Ve дійсного компресора менша геометричної продуктивності Vh:
Ve=λп Vh, (8.6)
Коефіцієнт λдр=0,95...0,98; λг= 0,96... 0,98. Коефіцієнт підігріву можна визначити із рівняння λт= 1—0,02 [(Рн/Рвс)-1]. Коефіцієнт подачі λп коливається 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 (То=273,15 К, Ро=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:
Ni=piASn (8.7)
де рі — середній індикаторний тиск, Па.
Середній індикаторний тиск розраховують на основі площі індикаторної діаграми за формулою:
рі = mpf/l, (8.8)
де mp— 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
Nik= Nij, де n — кількість ступенів.
Необхідний розподіл підвищення тиску в багатоступінчастому компресорі по окремих ступенях досягають підбором величин робочих об'ємів ступенів стискання Vnj Vnj=(Vе/λпj)(pвс1/рвс,j)(Tвсj/Твс1), (8.9)
де Vе—продуктивність всього компресора, м3/с; λпj—коефіцієнт подачі j-ї ступені; pвс1 — тиск на всмоктуванні в першу ступінь; Tвс1 — температура на всмоктуванні в першу ступінь.
Потужність підведена на вал компресора, тобто ефективна потужність Nе, більша за індикаторну Nh, оскільки вона включає затрати енергії на механічне тертя (поршень-циліндр, крейцкопф, ущільнення, підшипники) та на привід допоміжних механізмів. Ці затрати енергії оцінюються механічним ККД,ηм:
ηм=Nh/Nе, (8.10)
Механічний коефіцієнт корисної дії поршневих компресорів ηм=0,82...0,95.
Енергетична досконалість реальних об'ємних компресорів оцінюється ізотермічним або адіабатним ККД.
Лекція №9.
Дата добавления: 2014-12-16; просмотров: 974;