Центробежные компрессоры. По принципу работы динамические компрессоры разделяют на центробежные и осевые

По принципу работы динамические компрессоры разделяют на центробежные и осевые. Осевые компрессоры применяются в тех слу­чаях, когда необходима очень большая объемная подача. Центробежные компрессоры применяют в интервале темпе­ратур от 5 до -100 °С и холодопроизводительности от 116 300 до не­скольких миллионов ватт.

Основными элементами центробежного компрессора (рис. 4.4) являются корпус 1, рабочее колесо с лопатками 2, насаженное на вал, диффузор 3 и обратный направляющий аппарат 4. Комплекс элементов 2-4 называется ступенью. В зависимости от требуемых температурных режимов центробежные компрессоры могут иметь одну или несколько ступеней. Наиболее распространены холодильные центробежные компрессоры с двумя или тремя ступенями. Принцип работы центробежного компрессора следующий. Парообразный хладагент из всасы­вающей камеры 5, сообщающейся с всасывающим трубопроводом, поступает в пространство, образованное лопатками рабочего колеса, вращающегося с большой скоростью. Благодаря действию центробеж­ных сил пар отбрасывается к периферии рабочего колеса, при этом повышается давление газа и увеличивается его скорость, а следовательно, и кинетическая энергия. С периферии рабочего колеса пар выбрасывается в диффузор, где его скорость движения уменьшается вследствие увеличения проходного сечения, и кинетическая энергия преобразуется в потенциальную, в связи с чем давление газа увели­чивается. После выхода пара из диффузора в многоступенчатых ком­прессорах поток пара поворачивается к центру и через обратный нап­равляющий аппарат подводится к следующему колесу. Для уменьше­ния протекания пара внутри машины между вращающимися и непод­вижными элементами устанавливают лабиринтные уплотнения.

Холодильные центробежные компрессоры имеют следующие преимущества перед поршневыми:

1. Меньшая масса и габаритные размеры; при одинаковой холодопроизводительности масса центробежного компрессора в 5-8 раз меньше массы поршневого компрессора.

2. Простота устройства, надежность в работе и долговечность; центробежный компрессор не имеет клапанов, коленчатого вала, шатуна, шатунных болтов, часто ломающихся или приводящих к аварии поршневой компрессор.

3. Вы­сокая уравновешенность машины и, как следствие, облегченные фундаменты, которые служат лишь опорами.

4. Равномерность потока хо­лодильного агента, выходящего из машины, и отсутствие в нем сма­зочного масла, что повышает коэффициент теплопередачи в теплообменных аппаратах.

5. Возможность осуществления многоступенчатого сжатия и дросселирования с подводом пара к промежуточным коле­сам или секциям, вследствие чего можно легко получить разные t₀ в отдельных испарителях.

Недостатками центробежных компрессоров являются большие энергетические и объемные потери при небольшой и средней холодо­производительности и необходимость в повышающей передаче (муль­типликаторе), если в качестве привода используют электродвигатель нормальной частоты (50 Гц). В связи с этим центробежные компрессоры выпускают только большой холодопроизводительности и применяют в основном в крупных предприятиях химической и нефтяной промыш­ленности и больших установках кондиционирования воздуха.

Рисунок 4.4 - Ступень центробежного компрессора:

1 - корпус; 2 - рабочее колесо; 3 - диффузор; 4 - направляющий аппарат; 5 - всасывающая камера

Действительный рабочий процесс поршневого компрессора

Теоретический рабочий процесс компрессора показан на рис. 4.5 в виде индикаторной диаграммы, которая представляет собой запись изменяющегося давления в цилиндре по ходу поршня в обе стороны. При движении поршня вправо пар всасывается в цилиндр компрессора по линии 4-1 при постоянном давлении р₀; при обратном движении поршня пар сжимается в процессе 1-2 от начального давления р₀ до конечного р_к, а затем выталкивается по линии 2-3 при постоянном давлении р_к. В теоретическом компрессоре отсутствует мертвое про­странство, поэтому линия 3-4 совпадает с осью ординат, т. е. в мертвой точке давление изменяется мгновенно от р_к до р₀. Кроме того, в нем принимается равным нулю гидравлическое сопротивление всасываю­щих и нагнетательных клапанов, т. е. линии 4-1 и 2-3 совпадают с линиями р₀; р_к = const.

В идеальном компрессоре нет мертвого пространства, трения в движущихся частях; отсутствуют клапаны и, сле­довательно, потери давления в них; температура всасываемого пара равна температуре стенок цилиндра, а следовательно, нет вредного теплообмена. Давление всасывания постоянно и равно давлению кипения, а постоянное давление нагнетания равно давлению конден­сации. Отсутствуют перетечки пара через неплотности.

Действительный рабочий процесс компрессора отличается от тео­ретического тем, что расширяется пар, оставшийся в мертвом прост­ранстве; существуют гидравлические сопротивления всасывающих и нагнетательных клапанов, теплообмен пара в процессе всасывания, неплотности, а также трение в трущихся частях компрессора. Все эти факторы уменьшают холодопроизводительность компрессора и увели­чивают затраты работы, а мертвое пространство и сопротивление кла­панов изменяют его индикаторную диаграмму (рис. 4.5, б). При наличии мертвого пространства процесс нагнетания сжатых паров заканчивает­ся в точке 3, не лежащей на оси р.

В мертвом пространстве остаются сжатые пары, которые при обрат­ном ходе поршня расширяются в процессе 3-4 до давления, несколько меньшего, чем давление в испарителе р₀. Минимальное давление пара в точке 4 характеризует момент открытия всасывающего клапана, затем давление повышается, и происходит процесс всасывания пара 4-1. Когда всасывающий клапан закроется, начинается процесс сжатия пара 1-2 до давления, несколько большего, чем давление в конден­саторе. Максимальное давление в точке 2 характеризует момент от­крытия нагнетательного клапана и начало процесса нагнетания 2—3.

Рисунок 4.5 - Индикаторные диаграммы компрессора:

а — теоретический рабочий процесс; б — действительный рабочий процесс

Объемные потери действительного компрессора

Мертвое пространство.При наличии мертвого пространства объем пара, засасываемого компрессором в единицу времени, уменьшается на количество пара, расширившегося из мертвого пространства (отрезок с₁ на рис. 4.5, б). Поэтому мертвое пространство называется также вредным. Объемные потери, вызванные обратным расширением пара, учитывают объемным коэффициентом:

λ_с=V₁/V_т (4.1)

V₁-объем пара, засасываемого компрессором при наличии мертвого пространст­ва, м3/с; V_т — теоретическая объемная подача компрессора или объем, описываемый поршнем, м3/с

Объемный коэффициент

λ_с=V₁/V_т (4.2)

Значение n для аммиачных компрессоров принимают равным 1.1, фреоновых - 1.

Объемный коэффициент λ_с зависит от относительного мертвого пространства с, отношения давления р_к/р_а и показателя политропного расширения n. Поэтому нужно стремиться к уменьшению мертвого пространства и к снижению р_к/р_п.

Сопротивление при всасывании и нагнетании.Снижение давления всасывания и повышение давления нагнетания происходит вследствие того, что нужно преодолевать усилие пружин клапанов или силу инерции пластин всасывающего клапана. Уменьшение давления вса­сывания приводит к уменьшению плотности всасываемого пара и соответственно его массы (отрезок c₂ до точки 1' - сжатие пара в ци­линдре до давления кипения р_о, который увеличивается с уменьшени­ем давления всасывания и зависит от конструкции клапанов и кана­лов в цилиндре, см.рис. 4.5, б).

Объемные потери, вызванные сопротивлением в клапанах, учиты­ваются коэффициентом дросселирования λ_др, представляющим собой отношение:

λ_др=V₂/V₁ (4.3)

V₂ — объем пара, засасываемого компрессором при наличии мертвого пространства и сопротивления в клапанах, м³/с.

Объемные потери с₁ и с₂ учитываются индикаторным коэффициен­том подачи λi равным произведению двух коэффициентов:

λ_i=λ_c*λ_др= V₂ /V_т (4.4)

С учетом депрессии при всасывании Δр_вс и нагнетании Δр_н индикаторный коэффициент подачи определяют по приближенной формуле:

(4.5)

P₀ и Р_К определяются по точкам.

ΔР_ВС и ΔР_Н – потери давления (ΔР_ВС ≈ 5 кПа; ΔР_Н ≈ 10 кПа)

Теплообмен пара в процессе всасывания. Вдействительном про­цессе компрессора стенки цилиндра в процессе всасывания имеют более высокую температуру, чем всасываемый пар. Поэтому пар во время всасывания подогревается и его удельный объем увеличивает­ся, а следовательно, уменьшается масса пара, поступающего в единицу времени в цилиндр компрессора. Потери, вызванные теплообменом, учитывают коэффициентом подогрева λw, равным отношению удель­ного объема пара до процесса всасывания к удельному объему пара в цилиндре после всасывания. Коэффициент подогрева нельзя опреде­лить по индикаторной диаграмме, так как он учитывает потери объема в результате изменения плотности пара. Коэффициент подогрева λw зависит от отношения давлений p_к/p_o-чем оно больше, тем выше температура пара в конце сжатия, а следо­вательно, и более интенсивно происходит теплообмен.

В прямоточных компрессорах λw больше, чем в непрямоточных, так как в последних всасывание и нагнетание происходит через общую плиту сверху и теп­лообмен больше.

Неплотности в цилиндре компрессора.При работе компрессора не­избежны утечки пара через неплотности в поршневых кольцах, саль­никах и клапанах, которые учитываются коэффициентом плотности λ_пл. Этот коэффициент дает некоторый запас объемной подачи ком­прессора. При проектировании принимают λ._пл = 0,96...0;98.

λ_w· λ_пл= λ_w’ (4.6)

Для крупных горизонтальных и непрямоточных бескрейцкопфных компрессоров:

(4.7)

Для прямоточных бескрейцкопфных компрессоров:

(4.8)

Коэффициент подачи компрессора.

Все объемные потери действи­тельного компрессора учитываются коэффициентом подачи λ, т. е. от­ношением действительной объемной подачи компрессора V_д к теоре­тической объемной подаче V_т :

λ= V_д/ V_т =G_д/G_т(4.9)

Объемной подачей компрессора называется объем пара, всасывае­мого компрессором в единицу времени (м³/с).

Массовой подачей компрессора называется масса пара с удельным объемом v₁ (м³/кг), соответствующая заполнению V_д (кг/с).]

Коэффициент подачи λ определяется как произведение четырех коэффициентов:

(4.10)

Количество теплоты, которое холодильная машина отнимает от охлаждаемой среды в единицу времени, называется холодопроизводительности:

(4.11)

Так как холодопроизводительность компрессора зависит от условий его работы, то для сравнения компрессоров необходимо их холодопроизводительность определять при одинаковых условиях, которые зависят от четырех сравнительных температур: кипения, конденсации, перед регулирующим вентилем и всасывания.При этих температурах определяют спецификационную холодопроизводительность компрессоров. Для одноступенчатых компрессоров применяют спецификационные температуры: t_o=-15 ^oC, t_к=+30 ^оС, t_п=+25 ^оС, t_вс=-10 ^оС, называемые «стандартными».

Холодопроизводительность, определяемая при стандартных условиях, называется номинальной.

Энергетические потери и мощность компрессора

В теоретическом процессе сжатие пара в компрессоре совершается адиабатически и затрата мощности на сжатие m_д (кг/с) пара (кВт):

N_т=G_д(i₂-i’₁)(4.12)

Мощность, затраченную на сжатие пара в действительном процессе, определяют по индикаторной диаграмме, называют индикаторной и обозначают N_i. Площадь инди­каторной диаграммы F_i (рис. 4.5, б) выражает мощность да один оборот вала компрессора. Зная F_i, выраженную с учетом масштабов по осям координат в Дж/м², площадь поршня F (м²) и частоту вращения вала n (с^-1), можно найти индикаторную мощность:

(4.13)

Площадь индикаторной диаграммы можно определить как произ­ведение хода поршня S на среднее индикаторное давление р_i: F_i=S*pi, тогда

(4.14)

В действительном процессе сжатия энергетические затраты увели­чиваются в результате теплообмена пара со стенками цилиндра и соп­ротивления при всасывании и нагнетании.

Эффективная мощность N_e, затраченная на валу компрессора, больше индикаторной на величину потерь на трение N_тр:

(4.15)

Мощность, расходуемая на трение N_тр, зависит от размеров и режима работы компрессора:

(4.15)

где р_тр – удельное давление трения; для бескрейцкопфных прямоточных аммиачных компрессоров р_тр=49÷69 кПа; для фреоновых прямоточных р_тр=39÷69 кПа, непрямоточных - 19÷34 кПа.

Соотношение между теоретической мощностью и индикаторной или эффективной устанавливается с помощью энергетических коэффи­циентов полезного действия.

Индикаторным коэффициентом полезного действия , называется отношение теоретической мощности к индикаторной:

(4.16)

Он связан с коэффициентом невидимых потерь , так как зат­раты работы на сжатие 1 кг пара возрастают с повышением температу­ры начала сжатия, и должен быть меньше коэффициента подогрева, так как в действительном компрессоре затрачиваемая работа возрас­тает от сопротивления в клапанах и утечек. Обычно , бывает несколь­ко больше коэффициента подачи; его можно определить по формуле И. И. Левина

(4.17)

где to — температура кипения с соответствующим знаком; b — эмпирический коэффици­ент, для аммиачных крейцкопфных машин b = 0,002, для бескрейцкопфных 0,001; для хладоновых 0,0025.

Механическим коэффициентом полезного действия называется отношение индикаторной мощности к эффективной:

(4.18)

Он зависит от конструктивных особенностей, режима работы, ка­чества монтажа и состояния компрессора.

Эффективным коэффициентом полезного действия называется отношение теоретической мощности к эффективной:

(4.19)

Расчет одноступенчатого компрессора

Схема представлена на рисунке 2.2.

Расчет компрессора производится по следующим показателям:

- по объему, описываемому поршнем;

- по холодопроизводительности.

1) Удельная массовая холодопроизводительность:

(4.20)

2) Действительная масса всасываемого пара:

(4.21)

Действительная объемная подача:

(4.22)

- удельный объем всасываемого пара

3) Индикаторный коэффициент подачи:

(4.23)

- объемный коэффициент – учитывает объем потери, вызванной обратным расширением пара;

- учитывает объемные потери, вызванные сопротивлением клапанов.

(4.24)

(4.25)

(4.26)

P₀ и Р_К определяются по точкам.

ΔР_ВС и ΔР_Н – потери давления (ΔР_ВС ≈ 5 кПа; ΔР_Н ≈ 10 кПа)

4) Коэффициент невидимых потерь – учитывает потери, вызванные теплообменом.

или (4.27)

5) Коэффициент подачи:

(4.28)

6) Теоретическая объемная подача:

(4.29)

V_Д – действительная подача

7) Удельная объемная холодопроизводительность в рабочих условиях:

(4.30)

8) Удельная объемная холодопроизводительность в номинальных условиях:

(4.31)

10) Коэффициент подачи в номинальных условиях:

(4.32)

11) Номинальная холодопроизводительность:

(4.33)

12) В теоретическом процессе сжатие пара совершается адиабатически. Затрата мощности действительной массы выражается адиабатической мощностью:

(4.34)

13) индикаторный коэффициент полезного действия:

(4.35)

β – эмпирический коэффициент.

Для аммиачных машин:

крейцпкофные β = 0,002

бескрецпкофные β = 0,001

Для хладоновых машин β = 0,0025

14) Индикаторная мощность:

(4.36)

15) Мощность трения:

(4.37)

16) Эффективная мощность:

(4.38)

17) Мощность на валу двигателя:

(4.39)

18) Эффективная удельная холодопроизводительность (холодильный коэффициент):

(4.40)

19) Тепловой поток в конденсаторе:

(4.41)

Компрессор подбираем по теоретической объемной подаче или номинальной производительности. Все расчеты сводятся в таблицу.

Расчет многоступенчатого компрессора

На практике наиболее распространена схема двухступенчатого сжатия с одной температурой кипения и охлаждением жидкости в змеевике промежуточного сосуда.

Для расчета и подбора компрессора задаются холодопроизводительностью Q_o, условиями работы машины (температура кипения, конденсации и перегрева перед компрессором).

Для расчета определяют промежуточное давление и строят цикл двухступенчатой машины в диаграммах T-s и lgp-i, по которым находят параметры, необходимые для расчета. Схема представлена на рисунке 3.3.

Ступень низкого давления:

1) Удельная массовая холодопроизводительность:

(4.42)

2) Действительная масса всасываемого пара:

(4.43)

Действительная объемная подача:

(4.44)

- удельный объем всасываемого пара

3) Индикаторный коэффициент подачи:

(4.45)

- объемный коэффициент – учитывает объем потери, вызванной обратным расширением пара;

- учитывает объемные потери, вызванные сопротивлением клапанов.

(4.46)

(4.47)

(4.48)

P₀ и Р_К определяются по точкам.

ΔР_ВС и ΔР_Н – потери давления (ΔР_ВС ≈ 5 кПа; ΔР_Н ≈ 10 кПа)

4) Коэффициент невидимых потерь – учитывает потери, вызванные теплообменом.

или (4.49)

5) Коэффициент подачи:

(4.50)

6) Теоретическая объемная подача:

(4.51)

V_Д – действительная подача

12) В теоретическом процессе сжатие пара совершается адиабатически. Затрата мощности действительной массы выражается адиабатической мощностью:

(4.52)

13) индикаторный коэффициент полезного действия:

(4.53)

β – эмпирический коэффициент.

Для аммиачных машин:

крейцпкофные β = 0,002

бескрецпкофные β = 0,001

Для хладоновых машин β = 0,0025

14) Индикаторная мощность:

(4.54)

15) Мощность трения:

(4.55)

16) Эффективная мощность:

(4.56)

17) Мощность на валу двигателя:

(4.57)

Ступень высокого давления:

1) Количество жидкости до первого дросселирования, необходимое для промежуточного охлаждения пара:

(4.58)

2) Количество жидкости до первого дросселирования, необходимое для охлаждения жидкости в змеевике:

(4.59)

3) Количество пара, засасываемого цилиндром высокого давления:

(4.60)

4) Действительная масса всасываемого пара:

(4.61)

- удельный объем всасываемого пара

5) Индикаторный коэффициент подачи:

(4.62)

- объемный коэффициент – учитывает объем потери, вызванной обратным расширением пара;

- учитывает объемные потери, вызванные сопротивлением клапанов.

(4.63)

P₀ и Р_К определяются по точкам.

ΔР_ВС и ΔР_Н – потери давления (ΔР_ВС ≈ 5 кПа; ΔР_Н ≈ 10 кПа)

6) Коэффициент невидимых потерь – учитывает потери, вызванные теплообменом.

или (4.64)

7) Коэффициент подачи:

(4.65)

8) Теоретическая объемная подача:

(4.66)

V_Д – действительная подача

12) В теоретическом процессе сжатие пара совершается адиабатически. Затрата мощности действительной массы выражается адиабатической мощностью:

(4.67)

13) индикаторный коэффициент полезного действия:

(4.68)

β – эмпирический коэффициент.

Для аммиачных машин:

крейцпкофные β = 0,002

бескрецпкофные β = 0,001

Для хладоновых машин β = 0,0025

14) Индикаторная мощность:

(4.69)

15) Мощность трения:

(4.70)

16) Эффективная мощность:

(4.71)

17) Мощность на валу двигателя:

(4.72)

18) Эффективная удельная холодопроизводительность (холодильный коэффициент):

(4.73)

19) Тепловой поток в конденсаторе:

(4.74)

Компрессор подбираем по теоретической объемной подаче или номинальной производительности. Все расчеты сводятся в таблицу.