Общие сведения.

Компрессорами называются машины, предназначенные для сжа­тия и перемещения газов.

По назначению компрессо­ры подразделяются на воздушные и газовые (кислородные) машины. Наибольшее распространение полу­чили воздушные компрессоры, или компрессоры общего назначе­ния. Эти машины вырабатывают сжатый воздух давлением до 5,0 МПа, который широко применя­ется в промышленности. Например, в металлургии сжатый воздух ис­пользуется в качестве дутья для доменных и мартеновских печей, ва­гранок, нагревательных и термиче­ских печей, в энергетике—для на­гнетания в топки котлов и камеры сгорания ГТУ и ДВС.

Сжатый воздух как энерго­носитель используется для при­вода различных пневмомеханизмов, молотов, трамбовок, вибраторов, об­рубных молотов, патронов для за­жима деталей в станках, пневмоподъемников и т. д. В настоящее время в СССР находится в эксплуа­тации свыше 100 млн. единиц таких пневмомеханизмов.

Воздух широко используется для транспортировки сыпучих сред, для перемешивания материа­лов, для сепарации пыли и для мно­гих других процессов.

Развитие сети газопроводов при­родного газа и увеличение их про­тяженности способствовали разви­тию газовых компрессоров на высокие давления—до 40 МПа и выше. Для доставки природного га­за в пункт потребления через каж­дые 100—150 км газопроводов необ­ходимо устанавливать компрессор­ные станции, перекачивающие до нескольких миллионов кубометров газа в сутки.

Особую группу составляют кис­лородные компрессоры, которые имеют специальную смазку рабочих органов, особую конструкцию уплот­нений для предотвращения утечки кислорода и другие особенности.

По принципу действия различают поршневые (объемные) компрессоры и турбокомпрессоры.

В поршневых машинах по­вышение давления происходит вследствие уменьшения объема замкнутого пространства, в котором находится газ, за счет перемещения-стенки (например, поршня в ци­линдре). При сжатии газ практиче­ски неподвижен, силы инерции в нем не проявляются (статическое сжа­тие). Характерная особенность этих машин — периодичность рабочего-процесса.

В турбокомпрессорах сжатие происходит вследствие использования сил инерции потока газа. Преобразование энергии в та­ких машинах можно условно рас­членить на два этапа: на первом этапе газу сообщается кинетическая энергия (например, вращающимся лопаточным аппаратом), на втором поток газа тормозится и его кинети­ческая энергия преобразуется в по­тенциальную. Оба этапа могут со­вершаться и одновременно. Харак­терная особенность этих машин—непрерывность рабочего процесса.

По направлению движения пото­ка различают центробежные и осе­вые турбокомпрессоры. В центро­бежных машинах поток движется радиально (от центра к периферии вращающегося рабочего колеса), а в осевых машинах поток па­раллеленоси вращения рабочего колеса.

По степени повышения давления газа турбокомпрессоры подразделяются на вентиляторы (p_к<1,15), нагнетатели или газодувки (p_к>1,15 при отсутствии охлаждения) и собственно компрес­соры (p_к>1,15 при наличии охлаж­дения) . Получение сжатых газов является весьма энергоемким произ­водством. Например, на многих ма­шиностроительных заводах для при­вода компрессоров расходуется око­ло 30% общих затрат энергии, а на предприятиях горнорудной промыш­ленности еще больше.

2. Особенности процессов в реальном компрессоре

Компрессорная машина пред­ставляет собой открытую термоди­намическую систему. Теория ком­прессорных машин, обладающая практически приемлемой точностью, основывается на термодинамике идеального газа. Например, расчет воздушных компрессоров на давле­ние до 10 МПа по уравнениям иде­ального газа дает погрешность около 2%.

К компрессорному процессу как реального, так и идеального газа применим первый закон термодина­мики для потока, который в интегральной форме имеет вид:

l_к= (h₂— h₁ ) + (С²₂—С²₁) /2+q_внеш.(1)

Это уравнение справедливо как для идеального (без трения), так и для реального (с учетом потерь на трение) сжатия в компрессоре. По­тери на трение l_тр в явном виде в него не входят, и наличие трения приводит к увеличению либо разности энтальпий (l₂— l₁), либо отведенной теплоты q_внеш, либо той и другой одновременно. Поэтому индикаторная работа реального компрессора /кг, учитывающая поте­ри на трение, будет всегда больше работы идеального компрессора при тех же значениях р₁ и р₂.

Подставив в уравнение (5.4) вы­ражение для dq из (2.27) dq=dh—vdр и проинтегрировав полу­ченное соотношение, запишем:

(2)

Выражение (2) называется уравнением энергии (уравнением Бернулли). В немизменение потенциальной энергии положения газа принимает­ся пренебрежимо малым.

Работа, совершаемая над по­током в реальном компрессоре, рас­ходуется на сжатие и перемещение газа, изменение его кинетической энергии и на внутренние поте­ри.

Реальный компрессорный про­цесс считается политропным. Рабо­ту политропного сжатия идеального газа l_пол (без учета потерь на тре­ние) можно определить по уравне­нию (5.29), где р₂/р₁=Я_к, а р₁v₁=RТ₁.

Рассмотрим политропное сжатие без охлаждения (q_внеш=0), но при наличии потерь (l_тр=0). Если пре­небречь приращением кинетической энергии газа в компрессоре, кото­рое обычно невелико, то уравнения (24.1) и (24.2) можно переписать в виде

(3)

(4)

Для идеального газа имеем:

(5) (6)

Подставляя уравнения (5) и (6) в (3), после преобразова­ний получим:

(7)

Вследствие того что внутренние потери необратимо превращаются в теплоту, которая воспринимается газом, линия процесса 12 на h, s-диаграмме (1) пойдет вправо от изоэнтропы 12а. Разности энтальпий h₂—h₁ на рис.1 соответствует площадь 2^/244^/, потерям l_тр—пло­щадь 1^/122^/ а работе l_кi площадь 1^/1244^/.

При наличии потерь в зависимо­сти от интенсивности внешнего охлаждения процесс сжатия может протекать с показателем политропы n= 1,2—-1,7, меньшим или большим показателя адиабаты.

3. Параметры компрессорной машины

К основным параметрам ком­прессора относятся подача, конечное давление, мощность на валу и КПД. Подачей называется количество газа, подаваемого компрессором в единицу времени. Различают мас­совую и объемную подачу. В характеристиках машины обычно указывается объемная пода­ча, отнесенная к условиям всасывания либо к нормальным условиям по ГОСТ 2939—63 (t_н=20°С, Р_н=101,325 кПа). Дав­ление р, развиваемое компрессо­ром, можно рассматривать как энер­гию, сообщаемую одному кубическо­му метру газа.

Поршневые компрессоры могут сжимать газы до давления 80 МПа и выше, центробежные компрессоры изготовляют в основном на давле­ние до 4,0 МПа, хотя имеются от­дельные машины на давление до 10,0 МПа, осевые компрессоры— преимущественно на давление до 0,8 МПа.

Индикаторная мощность ком­прессора рассчитывается по индика­торной работе

(8)

Для поршневых компрессоров индикаторную работу, определяют по индикаторной диаграмме, кото­рая снимается на действующем ком­прессоре аналогично тому, как это делают в ДВС. Ввиду технических трудностей индикатор­ную мощность (работу) турбоком­прессоров определяют косвенным путем, через мощность на валу, которая здесь в отличие от тепло­вых двигателей (турбин, ДВС) больше (а не меньше) индикатор­ной мощности на величину меха­нических потерь (в узлах тре­ния машины), т. е.

(9)

Механический КПД HG h_мех совре­менных турбокомпрессоров равен 0,98—0,995, поршневых 0,85—0,95.

Для оценки энергетической эф­фективности компрессора исполь­зуют различные КПД. Наиболее об­щим и применимым для любого ти­па машины (поршневой, центробеж­ной, осевой и т. д., охлаждаемой или неохлаждаемой),является внут­ренний КПД

(10)

Внутренний КПДh_oiучитывает все потери за исключением незначи­тельных утечек через концевые уплотнения машины. Наибольшее практическое значение h_oiимеет для турбокомпрессоров, у которых корпус не охлаждается и потери тепла q_внеш через стенки корпуса не превышают 1—3% l_ki.

Для неохлаждаемой ступени ком­прессора, пренебрегая величиной (с²—c²)/2 и учитывая формулу (7), получим:

(11)

Внутренний КПД, вычисленный при указанных допущениях, носит название политропного КПД. Из уравнения политропного про­цесса

(12) (13)

Подставляя последнее выражение в формулу (24.11), получаем:

(14)

Выражение (14) позволяет оп­ределить внутренний КПД без из­мерений мощности и производитель­ности компрессора, опираясь только на измеренные начальные и конеч­ные параметры сжимаемого газа (давление и температуру). Политропный КПД центробежных ком­прессоров равен 0,75—0,86, осевых компрессоров 0,85—0,92 и поршне­вых 0,8—0,82. Для неохлаж­даемых машин применяют также адиабатный КПД, где за эталон принят компрессор без потерь с адиабатным процессом сжатия:

(15)

Адиабатный КПД центробежных компрессоров равен 0,7—0,82, осе­вых компрессоров 0,84—0,9.

Для охлаждаемых машин? применяют изотермический КПД, где за эталон принят ком­прессор без потерь с изотермиче­ским процессом сжатия:

(16)

Изотермический КПД поршневых компрессоров, имеющих водяное охлаждение цилиндра, равен 0,6—0,7.

Важными технико-экономически­ми показателями работы компрес­сорных установок являются удель­ный расход энергии на выработку сжатого воздуха и его себестои­мость. Фактический удельный рас­ход энергии

(17)

где V, —выработка сжатого возду­ха компрессорной установкой (стан­цией) за определенный период, м³; Э—общий расход энергии на ком­прессорную установку (станцию) за тот же период, куда входит расход энергии на привод, на охлаждение (привод насосов) и на вспомогатель­ные нужды (освещение, вентиляцию и т. п.), кВт-ч. Фактический удель­ный расход обычно сравнивается с нормативным расходом, скоррек­тированным с учетом действитель­ных условий работы компрессоров (влияние условий всасывания р_о и t_о, конечного давления воздуха, эф­фективности охлаждения, степени нагрузки и т. д.). Для компрессор­ных станций общего назначения удельный расход электроэнергии на выработку 1 м³ воздуха составляет в среднем 0,1 кВт-ч/м³.

Средняя себестоимость сжатого воздуха

(18)

где А—суммарные затраты на вы­работку воздуха за определенный период, руб., куда включаются по­стоянные расходы (аморти­зация здания и оборудования, зара­ботная плата персонала, админист­ративно-хозяйственные расходы) и переменные расходы, про­порциональные выработке воздуха (стоимость энергии на привод, охлаждение, текущий ремонт). Сред­няя себестоимость составляет около 5 руб. на 1000 м³ сжатого воздуха, причем значительная часть ее (70— 85%) приходится на электроэнер­гию.

4. Поршневые компрессоры

Устройство и работа поршневого компрессора. Конструктивная схема одноступенчатого компрессора и протекающие в нем процессы пока­заны на рис. 2. Цилиндр ком­прессора, закрытый с обеих сторон крышками, имеет две полости. Ци­линдры, в которых рабочими явля­ются обе полости, называются ци­линдрами двойного действия в отличие от цилиндров просто­го действия, имеющих одну ра­бочую полость. В стенках цилиндра в специальных коробках расположе­ны всасывающий и нагнетательный клапаны (рис.2,а), они открыва­ются и закрываются автоматически под действием перепада давлений между рабочей полостью и соответ­ствующей камерой (всасывающей либо нагнетательной).

Цилиндры поршневых компрес­соров чаще всего охлаждаются во­дой, для этого в них предусмотрена специальная водяная рубашка. У большинства компрессоров пор­шень соединяется с шатунно-кривошипным механизмом посредством штока и особого шарнирного устрой­ства крейцкопфа (ползуна), двигающегося в параллельных на­правляющих. В месте прохода што­ка через крышку цилиндра помеща­ется уплотнение, называемое саль­ником. У небольших компрессоров поршень соединен непосредственно с шатуном (бескрейцкопфные компрессоры). Перепад давлений, обеспечивающий открытие клапанов и преодоление их гидравлических сопротивлений, определяет дополни­тельные затраты работы по сравне­нию с идеальным компрессорным циклом (см. на рис.2 заштрихо­ванные площадки на индикаторной диаграмме).

В рабочей полости цилиндра в конце нагнетания всегда остается газ объемом V_м, который называет­ся мертвым объемом. Его величина определяется в основном размерами зазора между поршнем, находя­щимся в крайнем положении, и крышкой цилиндра, необходимого для исключения удара поршня о крышку.

Отношение объема мертвого про­странства V_м к объему, описывае­мому поршнем, V_h, называется от­носительным объемом мертвого про­странства:

(19)

У хорошо сконструированных боль­ших цилиндров а<0,05. Остаток газа в мертвом пространстве расши­ряется по линии 34 (рис.2,6), поэтому всасывание газа начинается не в начале хода поршня, а в конце процесса расширения, т. е. в точке 4. Следовательно, объем V_в фактиче­ски поступившего в цилиндр газа оказывается меньше рабочего объе­ма цилиндра.

Отношение объема всасываемого газа V_в к объему, описываемому

Рис. 2. Одноступенчатый поршневой компрессор.

а — схема; 1 — цилиндр: 2 — поршень; 3 — шток;

4 — крейцкопф; 5 — шатун; 6 — кривошип; 7 и 8 — всасывающий и нагнетательный клапаны; б — ин­дикаторная диаграмма; цифры на диаграмме со­ответствуют точкам процесса.

поршнем, V_h , называется объем­ным коэффициентом:

(20)

Считая процесс расширения (34) политропным, можно записать:

Отношение этих объемов может быть также представлено в следую­щем виде:

(21)

откуда легко определяется величина объемного коэффициента

(22)

Из формулы (22) видно, что увеличение степени повышения дав­ления p_к при а==соnst приводит к снижению, т. е. подачи ком­прессора. В пределе при критиче­ском значении p_к^пред =(1+1/а) по­дача становится равной нулю.

Для увеличения подачи поршне­вых компрессоров необходимо уве­личивать размеры цилиндров и поршней, в результате чего возра­стает сила инерции возвратно-по­ступательных масс машины. Поэтому поршневые компрессоры проекти­руют с довольно низкими частотами вращения вала. С технико-экономи­ческих позиций подачу поршневого компрессора, равную 3,5 м³/с, сле­дует считать предельной, хотя имеются и более мощные машины.

Рис. 3. Работа поршневого компрессора на сеть при различной частоте вращения вала.

Регулирование подачи и совместная работа. Компрессор обычно подключается к системе трубопроводов, на которых уста­новлены запорные, регулирующие и другие устройства. Совокупность этих устройств и трубопроводов называется сетью. Гид­равлические свойства сети определяются ее характеристикой, т.е. зависимостью между расходом V_с и давлением ,р_с в се­ти. Характеристика большинства газовых сетей имеет вид параболы.

Одной из важных характеристик компрессора является зависимость между его подачей V₀ и рабочим давле­нием р₂, р₂=F(V₀). В расчетном режиме подача поршневого компрессора практиче­ски не зависит от развиваемого давления, и характеристика р₂=F(V₀) для различных значений п₀ близки к вертикальным линиям (рис.3).

Пересечение характеристик компрессо­ра и сети определяет рабочую точку Л, а с ней и рабочие параметры машин — по­дачу и давление. Расход газа в сетипо условиям работы потребителей обычно не­постоянен. Во избежание резких колебаний давления газа в сети необходимо измерять подачу компрессоров так, чтобы она всегда соответствовала потреблению. Регулирова­ние подачи компрессоров в настоящее вре­мя осуществляется следующими способами: отключением одной или нескольких машин при их параллельной работе на сеть, изме­нением частоты вращения вала компрессо­ра, изменением объема мертвого простран­ства цилиндра и дросселированием потока на всасывании.

Периодические остановки компрессора (отключение машины от сети) возможны лишь при значительном и, главное, длительном снижении потребления газа. Очень часто отключение машины при­водит к чрезмерному перегреву электропри­вода и выходу его из строя.

Рис.4. Индикаторная диаграмма одно». ступенчатого поршневого компрессора при? регулировании подключением дополнительного мертвого объема (а) и дросселирова­нием на всасывании (б).

Электродвигатели переменного тока как основы ной вид привода поршневых компрессоров чаще всего не приспособлены для регули­рования частоты их вращения.

Дросселирование газа на всасывании осуществляется шибером или задвижкой. В результате падения дав­ления перед компрессором объем всасывае­мого газа уменьшается от V_в до V’ в (рис.4,6), но при этом растут степень повышения давления в цилиндре p_к и свя­занная с ней температура. Во избежание воспламенения смазки, применяемой в ци­линдрах, температура газа на нагнетании ;не должна превышать 160—170 °С, что 'в свою очередь ограничивает глубину ре­гулирования до 70% номинальной. Благо­даря конструктивной простоте этот способ регулирования применяется на компрессо­рах со средней подачей.

Рис. 5. Схема трехступенчатого компрес­сора 'с дифференциальным поршнем и раз­деленной первой ступенью.