Конструкции поршневых компрессоров.

Поршневой компрессор состоит из двух групп деталей — цилиндровой группы и группы механизма движения. К первой группе относятся цилиндры и поршни, раз­меры и конструкция которых зависят от подачи компрессора, его рабочего давления и свойств сжимаемого газа, ко второй — картер, коренной вал, крейцкопфы и шату­ны; их размеры и конструкция определяют­ся передаваемой мощностью и частотой вращения вала.

Поршневые компрессоры выполняются с вертикальным, горизонтальным и угловым расположением осей цилиндров.

Вертикальные, компрессоры занимают небольшую площадь и имеют хорошую устойчивость. Они выпускаются многоряд­ными (до шести рядов цилиндров) и мно­гоступенчатыми (до шести ступеней сжа­тия) на подачу до 1,67 м³/с и широкий диапазон давлений, до 85 МПа.

Горизонтальные компрессоры более ти­хоходны, чем вертикальные, и занимают больше места, но их обслуживание более удобно. Трубопроводы и аппаратуру гори­зонтальных компрессоров можно размещать в подвале, освобождая тем самым площад­ку для обслуживания. Горизонтальные

компрессоры строятся на среднюю и большую (от 0,83 до 6 м³/с) подачи и широкий диа­пазон давлений, до 85 МПа.

Угловые компрессоры выпускаются с вертикально-горизонтальным и наклонным V- и W-образным расположением осей ци­линдров на подачу до 3 м^з/с и давление до 40 МПа. Характерные особенности угло­вых компрессоров — хорошая уравновешен­ность, небольшая масса, компактность и вы­сокая частота вращения вала (до 16,7 1/с) предопределили их широкое применение в промышленности.

Согласно ГОСТ 18985—75 воздушные поршневые .компрессоры на избыточное дав­ление 0,78 МПа подразделяются па:

бескрейцкопфные компрессо­ры с V-образным расположением осей ци­линдров (обозначаются ВУ) на подачу 0,05 и 0,1 м^з/с;

креицкопфиые компрессоры с прямоугольным расположением осей ци­линдров (ВП) на подачу 0,166; 0,332 и 0,5 м^з/с;

крейцкопфные оппозитные компрессоры с горизонтальным рас­положением осей цилиндров (ВМ) на по­дачу 0,83 и 1,66 м^з/с.

В условных обозначениях угловых и горизонтальных компрессоров имеются свои особенности.

Пример условного обозначения V-образного компрессора с подачей 0,5 м³/c (3 м^з/мин) и конечным избыточным давле­нием 0,78 МПа: компрессор ВУ-3/8 ГОСТ 18985—73.

Пример условного обозначения двух­рядного оппозитного компрессора с порш­невым усилием 100 кН, конечным избыточ­ным давлением 0,78 МПа и подачей 0,83 м^з/с (50 м^з/мин): компрессор 2ВМ 10—50/8 ГОСТ 18985—73.

На рис. 7 показан оппознтный компрессор типа ВМ с двумя ступенями сжатия. Воздух через всасывающий патру­бок 1 поступает в цилиндр первой ступени сжатия 2, где сжимается до давления око­ло 0,3 МПа, и затем направляется в про­межуточный воздухоохладитель 4. После охлаждения там до температуры 30—40°С воздух дожимается в цилиндре второй сту­пени 5 и подается в нагнетательный патру­бок 6. Приводной электродвигатель 3 рас­положен на конце коленчатого вала.

5. Преобразование энергии в ступени турбокомпрессора

Турбокомпрессоры относятся к тому же классу машин лопаточ­ного типа, что и паровые и газо­вые турбины. Турбокомпрессор мож­но рассматривать как обращенную турбину, так как в нем происходит процесс преобразования механиче­ской энергии в энергию потока, об­ратный процессу в турбине. Так же как и турбины, турбокомпрессоры бывают одно- и многоступенчатыми. Ступень турбокомпрессора состоит из вращающегося лопаточного ап­парата (рабочего колеса), в кото­ром потоку сообщается энергия от внешнего источника, и неподвижно­го направляющего аппарата, изме­няющего величину и направление скорости потока. Если давление, развиваемое одной ступенью, недо­статочно, применяется несколько по­следовательно соединенных ступе­ней (многоступенчатая машина).

Основным элементом ступени яв­ляется рабочее колесо. Аэродинами­ческую силу взаимодействия лопа­ток рабочего колеса с потоком опре­деляют на основе упрощенной моде­ли течения потока в межлопаточных каналах. Обычно принимают, что работа совершается колесом без гидравлических потерь, а само рабо­чее колесо имеет очень большое (условно — бесконечное) число ло­паток. Тогда можно считать поток состоящим из элементарных струек тока, форма которых соответствует форме межлопаточного канала, а скорости во всех точках попереч­ного сечения канала одинаковы.

Рассмотрим в цилиндрической системе координат установившееся движение элементарной струйки то­ка под действием внешних сил (рис. 8). Сила, с которой лопатка воздействует на поток, создает мо­мент Мг относительно оси враще­ния г. Если окружную, радиальную и осевую составляющие абсолютной скорости потока с обозначить соот­ветственно с_u, с_r и с_z, то момент

количества движения рассматриваемой массы газа то относительно оси z равен т_о с_u r. Моменты количеств движения т_о с_r и т_о с_z относительно оси r будут равны нулю, так как с_r пересекает ось z, а с_z параллельно этой оси.

Производная по времени от мо­мента количества движения массы газа относительно некоторой непо­движной оси равна, как известно, результирующему моменту всех внешних сил, приложенных к этой массе, относительно той же оси, т. е.

(23)

Результирующий момент внешних сил, действующих на мас­су газа между сечениями 1 и 2, вы­разится следующим образом:

(24)

Умножив обе части уравнения (24) на угловую частоту вращения лопаток колеса со н разделив на m, получим удельную работу:

(25)

В теории турбокомпрессорных машин удельную работу часто соот­носят с понятием напора коле­са, откуда

(26)

Уравнение (28) носит название уравнения напора, или уравнения Эйлера.

Удельная работа и теоретиче­ский напор не зависят от рода и состояния сжимаемой среды и оп­ределяются только кинематикой по­тока.

Как уже рассматривалось в тео­рии турбин, течение по­тока в межлопаточных каналах ра­бочего колеса характеризуется зна­чениями абсолютной скорости c , окружной (переносной) скорости и и относительной скорости w.

Параллелограммы этих скоро­стей для условий входа (индекс 1) и выхода (индекс 2) потока на ра­бочем колесе центробежного компрессора показаны на рис. 9, а осевого—на рис. 10. Выражая величины через соответствующие скорости из па­раллелограмма скоростей, можно получить уравнение (25) в ином виде:

для осевого колеса (u=u₁=u₂)

(27)

Если работу, затраченную на по­вышение кинетической энергии по­тока на колесе, обозначить

то удельная потенциальная энергия потока равна:

для центробежного колеса

(28)

для осевого колеса

(29)

Рис. 10. Одноступенчатый осевой компрессор.

а—схема проточной части (1—втулка); 2— лопатки рабочего колеса; 3—лопатки спрямляющего аппарата; 4—корпус; 5—обтекатель); б—параллелограммы скоростей потока на рабочем колесе.

В осевых машинах и₁==и₂, что является основной причиной их низ­кой напорности по сравнению с цен­тробежными машинами.

Поток, покидающий рабочее ко­лесо со значительной скоростью, поступает в направляющий аппарат (диффузор), где в результате тор­можения его кинетическая энергия частично преобразуется в потенци­альную.

6. Центробежные компрессоры

Устройство центробежного ком­прессора. Центробежные компрес­соры, как правило, выполняются многоступенчатыми. Две или три последовательно включенные ступе­ни составляют секцию (рис. 11), после которой газ обычно направля­ется в охладитель. Центробежные компрессоры выполняются двухсек­ционными с одним и трехсекцион­ными с двумя охладителями газа.

Схема многоступенчатого ком­прессора с двумя охладителями по­казана на рис. 12. Вал с наса­женными на него рабочими колеса­ми составляет ротор компрессора: все неподвижные элементы-диффузоры, обратные направляющие ап­параты, подводящий и отводящий патрубки заключены в корпус.

Многоступенчатые компрессоры с большой степенью повышения дав­ления (p_к>10) имеют несколько корпусов. Ротор каждого корпуса имеет, как правило, свою частоту вращения, для чего между ними устанавливается промежуточный ре­дуктор.

Рабочее колесо состоит из переднего и заднего дисков и разме­щенных между ними лопаток посто­янной толщины (см. рис. 9). Та­кое рабочее колесо называется закрытым в отличие от полуот­крытого колеса без переднего диска, у которого лопатки отлиты или выфрезерованы за одно целое с основным диском. Рабочее колесо закрытого типа применяется при умеренных окружных скоростях (и₂<300 м/с), что обеспечивает степень повышения давления p_к не более 1,5—1,7. Полуоткрытые коле­са ввиду сложности их изготовления применяются лишь в специальных компрессорах (авиационных нагне­тателях). Они позволяют работать при больших и₂=400—500 м/с, по­этому в них p_к =4,0—4,5.

Лопатки рабочих колес в зависимости от угла выхода пото­ка b₂ подразделяются на радиаль­ные (b₂=90°), загнутые назад (b₂<90°) и загнутые вперед (b₂>90°). Все они, как правило, имеют безударный вход с радиаль­ным направлением потока (рис. 13).

Если c_1и=0, то выражение удельной работы (25) получит вид:

(30)

Из параллелограмма скоростей на выходе имеем:

и, следовательно,

(31)

Отсюда видно, что удельная рабо­та колеса существенно зависит от угла b₂, особенно при его малых и больших значениях.

При конструировании компрессо­ров стремятся достичь максимально возможного статического напора (удельной статической работы). Способность лопаток создавать ста­тический напор характеризуется степенью реактивности

(33)

(34)

Если принять, как это обычно бывает, с₁=с_1r=с_2r, то выражение (34) преобразуется к виду

(35)

Наибольший теоретический на­пор создают лопатки, загнутые впе­ред, наименьший—загнутые назад. Но лопатки, загнутые вперед, имея малую степень реактивности, созда­ют в основном скоростной напор и высокую скорость потока на выходе. Для преобразования скоростного напора в статический машины с та­кими лопатками должны иметь раз­витые диффузорные устройства, которые обладают низким КПД. Таким образом, чем ниже степень реактивности машины, тем обычно ниже ее КПД. Лопатки, загнутые вперед, применяют в рабочих коле­сах вентиляторов низкого и средне­го давления, где необходимо пере­мещать большие массы газа, а ста­тический напор не играет роли. Для высоконапорных машин (компрессоры, газодувки) выгоднее применять рабочие колеса с лопатками, загну­тыми назад; такие колеса создают наибольший статический напор.

­

Ра­диальные лопатки применяют в ра­бочих колесах машин упрощенного типа или в некоторых высоконапор­ных компрессорах с литыми колеса­ми (преимущественно в авиацион­ных нагнетателях).

Характеристики центробежных компрессоров. Характеристи­ками центробежной машины называются графически изобра­женные зависимости. Наиболее важной из них является зависи­мость между удельной работой (давлением) и подачей.

Для выходного сечения рабочего колеса с размерами D₂ и b₂ (см. рис.9) можно записать:

(36)

Подставляя значение c_2r из (36) в (32), получаем:

(37)

Из последнего соотношения получается уравнение характеристики цен тробежной машины при n₀=const:

(38)

Изменение подачи машины рез­ко влияет на гидравлическое сопро­тивление ее проточной части, про­порциональное квадрату средней скорости потока. Если сюда доба­вить потери напора из-за вихревых явлений в межлопаточных каналах и перетечек газа в проточной части, то действительный напор окажется ниже теоретического. Форма дейст­вительной характеристики l=f(V) в значительной степени зависит от формы теоретической характеристи­ки, приближаясь, к ней в области режимов малой производительности (рис.14). Действительные харак­теристики получают путем стендо­вых испытаний головного образца машин.

В отличие от поршневых ком­прессоров режим работы центро­бежных существенно зависит от формы их характеристики и характеристики сети (рис. 15). Если потребление газа в сети V_с станет меньше подачи машины V_a, то давленне в сети начнет повышаться. Рабочая точка А в этом случае нач­нет смещаться вверх по характери­стике (например, в точку A'), что в свою очередь вызовет снижение подачи машины до тех пор, пока не наступит равенство V_с=V_a. Для машины, имеющей пологую форму характеристики, подобные переход­ные режимы не влияют на устойчи­вость ее работы на сеть.

Иначе работает машина, имею­щая характеристику с максимумом. Здесь снижение подачи возможно лишь до критической точки K, в ко­торой р=р_макс и V=V_мин. Дальней­ший рост давления в сети машина преодолеть не в состоянии и станет работать на холостом ходу. Если при этом из сети будет расходовать­ся газ, то давление в ней постепенно упадет до р_мин, рабочая точка пере­местится по горизонтали в исходную позицию (точку А), а машина вновь станет работать на сеть.

Рассмотренный процесс перехода режима машины от нулевой подачи до рабочей и далее до V_мин носит название помпажа; он обычно имеет циклический характер, если V_мин> V_c. Явление помпажа опасно для высоконапорных машин (ком­прессоров, газодувок), поскольку толчкообразная подача газа вызы­вает сильную вибрацию установки и связанных с ней напорных трубо­проводов. В конечном счете машина может выйти из строя. Для предот­вращения помпажа применяют противопомпажные клапаны, устанавливаемые на нагнетательном трубопроводе непосредственно за компрессором. При достижении дав­ления, близкого к максимальному клапан открывается и выпускает газ наружу или перепускает его на вход машины, не позволяя тем самым снизить подачу ниже V_мин.