Циклы компрессоров
5.6.1. Способы получения высоких давлений газов
Сжатые газы широко используются в сельскохозяйственном производстве как в качестве энергоносителей, так и рабочего тела в различных технологических процессах. Машины для создания давления и подачи газа потребителю называют в е н т и л я т о р а м и, в о з д у х о д у в к а м и, к о- м п р е с с о р а м и. Компрессоры создают избыточное давление от 0,15 МПа
.и более; нагнетатели и насосы – от 0.02 до 0.2 МПа; вентиляторы повышают давление газов до 0,02 МПа.
По принципу действия компрессоры делятся на две группы: объемные и динамические.
В объемных компрессорах повышение давления достигается сжатием газа путем сближения ограничивающих его стенок. Объемные компрессоры подразделяются на поршневые, ротационные, винтовые и мембранные.
В динамических компрессорах газу первоначально сообщается некоторая кинетическая энергия, которая затем в специальных каналах (диффузорах) преобразуется в потенциальную энергию давления. Динамические компрессоры
компрессоры подразделяются на лопаточные и струйные.
На рис. 5.15 представлена схема поршневого одноступенчатого охлаждаемого компрессора. В цилиндре 1 поршень 2 перемещается кривошипно- шатунным механизмом При движении поршня слева направо открывается впускной клапан 3 и цилиндр заполняется газом. При обратном движении поршня впускной клапан закрывается, объем газа в ци- линдре уменьшается, а давление увеличивается. Давление на выходе из компрессора устанав- ливается регулировкой выпускного клапана 4. При открытии последнего газ выталкивается поршнем из цилиндра и подается потребителю с давлением нагнетания. С целью снижения энер-
Рис. 5.15 гии, затрачиваемой на сжатие газа, цилиндр охлаждается теплоносителем 5.
Схема ротационного компрессора показана на рис.5.16. В корпусе 1
эксцентрично расположен ротор 3, в пазах которого свободно скользят пластины 2. При вращении ротора под действием центробежных сил пластины плотно прижимаются к корпусу, препятствуя перетеканию газа из одной полости в другую. Попавшая между пластинами порция газа по ходу вращения ротора уменьшается в объеме, за счет чего и повышается давление.
На рис. 5.17 представлена схема винтового компрессора. В корпусе 3 на подшипниках 1 и 4 установлены два ротора:
Рис. 5.16 ведущий 7 и ведомый 6. Для предотвра
Рис. 5.17
щения утечки газов по валам роторов установлены специальные уплотнения 2. Синхронное вращение роторов обеспечивается шестернями связи 5. В корпусе имеются патрубки для всасывания и нагнетания газа с окнами против торцов роторов. По мере того как роторы делают один оборот, всасывающее окно перекрывается зубьями, а поступившая порция газа, перемещаясь вдоль роторов. Зубья ведущего ротора входят в соответствующие углубления в ведомом роторе, в результате чего объем газа уменьшается, а давление увеличивается. К противоположному торцу роторов газ поступает в сжатом состоянии и выталкивается в нагнетательное окно.
Схемы лопаточных компрессоров приведены на рис 5.18 и рис. 5.19
В корпусе 1 центробежного компрессора (см. рис.5.18) вращается диск 2,
выполненный с рабочими лопатками в виде каналов 3. Газ, поступивший в
11.1.1 Назначение и
11.1.2
11.1.3
11.1.4
Рис. 5.18 Рис. 5.19
межлопаточные каналы, отбрасывается центробежными силами к периферии и попадает в диффузоры 4, лопатки которых укреплены в корпусе. В диффузорах происходит преобразование кинетической энергии газа в потенциальную энергию давления. Через нагнетательный патрубок сжатый газ поступает потребителю.
В осевом компрессоре (см. рис.5.19) направление движения газа
совпадает с осью ротора. Рабочие лопатки компрессора 1 закреплены в кольцевых проточках ротора 6, образуя форму дисков. Осевое расстояние между дисками обеспечивает размещение в корпусе 5 лопаток 2 спрямляющего аппарата, выполняющего роль диффузора. Канал, образованный лопатками одного диска и последующего за ним спрямляющего аппарата, называют с т у-п е н ь ю компрессора. Спрямляющие лопатки первого ряда 3 и конффузор 4 обеспечивают осевое направление входящего в компрессор воздуха. При вращении ротора кинетическая энергия газа в каналах между рабочими лопатками становится существенной. Газовый поток, проходя далее диффу-
зор 7, преобразует. кинетическую энергию в энергию сил давления. Давление на выходе из компрессора в основном определяется количеством ступеней.
К показателям компрессорных машин относят:
- тип компрессора;
- число ступеней, z;
- степень повышения давления в компрессора, ;
- подачу компрессора, м3/с .
Под объемной подачей понимают количество кубических метров газа, выходящего из компрессора в единицу времени и приведенного к давлению и температуре на входе в компрессор.
На рис. 5.20 показаны поля применимости компрессоров
Рис. 5.20
5.6.2. Поршневой компрессор и его показатели
В одноступенчатом поршневом компрессоре (ОПК) зависимость давления газа внутри цилиндра от занимаемого им объема определяют опытным путем с помощью прибора, именуемого и н д и к а т о р о м. Подобную зависимость, например, изображенную на рис. 5.21, называют и н д и к а т о р- н о й д и а г р а м м о й или действительным циклом ОПК.
Рассмотрим процессы этого цикла.
4-1 – процесс наполнения цилиндра «свежей» порцией газа. Этот процесс не является термодинамическим, так как он осуществляется с нарастанием массы газа, практически с неизменной температурой и переменным давлением;
1-2 – процесс повышения давления. В этом процессе на начальном этапе к газу от стенок цилиндра подводится тепло, а в конце сжатия, наоборот, газ нагревает стенки. Данный процесс необратим;
2-3 – процесс нагнетания. Он протекает с изменением массы газа,
с забросом давления для открытия выпускного клапана и неизменной температурой. Этот процесс тоже далек от термодинамического;
3-4 – процесс расширения газа, оставшегося в цилиндре после закрытия. Этому процессу присущи как подвод, так и отвод тепла.
В реальном поршневом компрессоре при нагнетании не весь газ покидает цилиндр. Часть его остается в объеме так называемого в р е д н о г о пространства V0 (объем между крышкой цилиндра и крайним левым положением поршня). При движении поршня слева направо оставшийся в цилиндре газ расширяется, Рис. 5.21
занимая объем V4 . Объем новой всасываемой порции газа будет равен только разности: Vвс = V1 – V4.
К показателям поршневого компрессора, кроме степени повышения давления и объемной подачи , относят:
– величину рабочего объема цилиндра Vp, м3;
– относительную величину вредного объема ;
– коэффициент объемной подачи .
С увеличением и объемная подача поршневого компрессора
уменьшается, что наглядно демонстрируется рисунками 5.22 и 5.23.
Рис.5.22 Рис. 5.23
Величина вредного пространства ограничивает и давление нагнетания ОПК. Так при λ = 0 значение определяется по выражению:
.
Степень повышения давления у реальных компрессоров лимитируется не только относительной величиной вредного пространства, но и температурой газа в конце сжатия T2, которая не должна превышать температур самовоспламенения смазки. В одноступенчатом компрессоре с учетом реальных значений , и T2 можно получить 3,75… 4,25. В современных поршневых компрессорах = 0,025…0,045 и = 0,75…090.
Для оценки совершенства реального компрессора проводят анализ его идеального цикла.
5.6.3. Идеальный цикл одноступенчатого поршневого компрессора
Заменим реальный цикл компрессора идеальным, для чего примем допущения:
– вредное пространство в компрессоре отсутствует;
– процессы всасывания и нагнетания, протекающие с изменением
массы газа, считаем термодинамическими;
– тепловые и механические потери отсутствуют.
. На рис. 5.24 идеальный цикл ОПК изображен в pV-координатах , а на рис.5.25, – в Ts – координатах.
Рис. 5.24 Рис. 5.25
В принципе, процесс сжатия может быть изотермическим (1-2), адиабатным (1-2¢¢) или политропным с n< к (1-2¢) и n > к (1-2```). Процесс нагнетания сжатого газа (2-3) осуществляется изобарно. Процесс (3-4) – условный, соответствует падению давления в цилиндре без вредного пространства при изменении направления движения поршня. Всасывание изображено процессом 4-1.
Из рис. 5.24 следует, что минимальная работа, затраченная на сжатие газа за один цикл будет при изотермическом процессе (наименьшая площадь цикла 4-1-2-3-4). Однако, изотермическое сжатие газа в поршневых комрессорах нереально. Если в процессе сжатия от газа отводить теплоту, допустим через стенки цилиндра, то работа сжатия будет несколько больше, чем при изотермическом процессе, но меньше, чем при адиабатном. Отсюда в реальных компрессора показатель политропы сжатия находится в пределах 1< n < к.
Значение работы цикла получим интегрирование функции V=f(p) для политропного процесса, т.е.
. (5.9)
Анализ выражения (5.9) показывает, что при неизменных p1 и V1 пот-
ребляемая работа будет тем больше, чем больше значения p2 и n .
5.6.4. Идеальный цикл многоступенчатого компрессора
Как было сказано выше, существует предел степени повышения давления в одной ступени поршневого компрессора. Для получения газа высокого давления применяются многоступенчатые компрессоры, в которых сжатие осуществляется последовательно в нескольких цилиндрах (ступенях) с охлаждением сжимаемого газа после каждой ступени.
Принципиальная схема двухступенчатого компрессора приведена на рис.5.26, а его идеальный цикл в pV – координатах – на рис.5.27.
Рис. 5.26 Рис. 5.27
Здесь процессы сжатия газа по ступеням изображены политропами
1-2 и 3-4. Изобара 2-3 характеризует уменьшение объема газа в процессах его охлаждения между ступенями компрессора. Ступенчатое сжатие с промежуточным охлаждением приближает рабочий процесс компрессора к наиболее экономичному изотермическому процессу.
Вся работа, затраченная на привод двухступенчатого компрессора при политропном сжатии газа в каждой ступени, определяется площадью цикла 1-2-3-4-6-0-1. Если процесс сжатия осуществить по политропному процессу в одной ступени до давления p4, то затраченная работа будет больше, чем у двухступенчатого компрессора на величину, эквивалентную площади
2-3-4-4′-2.
Таким образом, многоступенчатое сжатие уменьшает расход энергии на привод компрессора, повышает коэффициент объемной подачи и позволяет получить высокие степени повышения давления.
На примере анализа двухступенчатого компрессора определим, при каком распределении величины между ступенями работа цикла будет минимальной. Запишем выражение (5.9) для двухступенчатого компрессора:
.
Обозначим давление p2 = p3 = px и, полагая, что в результате охлаждения газа между ступенями имеет T3 = T1 , получим:
Чтобы определить, при каком рx работа на сжатие будет минимальна, необходимо приравнять к нулю первую производную L по px , т.е. :
.
В результате получим px2 = p1· p4, откуда
.
Следовательно, для двухступенчатого компрессора наименьшая затрата работы будет в случае, когда степень повышения давления в каждой ступени одинакова. Это утверждение для многоступенчатого компрессора записывается выражением:
Так как степень повышения давления в компрессоре равна произведению , то
, (5.10)
где z – число ступеней компрессора.
При заданном значении число ступеней определяют по выражению:
(5.11)
С учетом соотношения (5.9) работа для многоступенчатого компрессора при сжатии газа массой m кг может быть вычислена по формуле:
. (5.12)
Дата добавления: 2015-02-16; просмотров: 5635;